【導讀】本科學生畢業(yè)設計。HGC1050輕型商用車制動系設計。專業(yè)班級：車輛工程B07-1班

　　

【正文】 等于兩蹄摩擦力矩之和，即 ： 221121 BPBPTTT TfTff ???? （ ） 液壓驅(qū)動的制動器由于 21 PP? ，故所需的張開力為 ： P = )/( 21 BBTf ? = )(2/ 21m ax2 BBT f ? =)(2 5395? =11155N （ ） 計算蹄式制動器必須檢查蹄有無自鎖的可能。蹄式制動器的自鎖條件為： 0)s i n( c o s 11139。 ??? ??? ffc （ ） 即式 139。1139。 sincos ?? ?ccf ?? 成立，則不會自鎖。 i i nc os 139。1 139。 ???? ???? ?? ?ccf inc os 239。2 239。 ???? ?? ?ccf 故此蹄式制動器不會自鎖。 盤式制動器制動力矩計算 現(xiàn)假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩計算公式為 ： fNRTf 2? （ ） 式 中：單個制動器的制動力矩 2/maxff TT ? =? m f — 摩擦系數(shù) 黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 N — 單側制動塊對制動盤的壓緊力 R — 作用半徑 （ 摩擦襯塊的作用半徑 R= 2 21 RR? =125mm） 盤式制動器單側制動塊對制動盤的壓緊力為 NfRTN f 2 1 9 8 01 2 2 9 622 ??????? （ ） 駐車制動的制動力矩計算 通過受力分析，可以得出汽車在上、下坡停駐時的后橋附著力分別為 ： 上坡 ： )s i nco s( 12 ???? LhLLgmZ ga ?? （ ） 下坡 ： )s i nco s(39。 12 ???? LhLLgmZ ga ?? （ ） 汽車停駐的最大坡度 ? 可根據(jù)后軸上的附著力與制動力相等求得 汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限角 1? ， 2? .即為： ???? s in)s inc o s( 1 gmhgLLgm aa ?? 求得上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為： ? ct an 11 ???ghL L??? 下坡 ： ? ct an 12 ???ghL L??? 滿載時，上下坡后橋附著力為： 上坡 ： NLhLLgmZ ga 1 8 5 4 5)s i nc o s( 12 ??? ???? 下坡 ： NLhLLgmZ ga 1 8 5 1 1)s i nco s( 12 ??? ???? 黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 制動襯片的耐磨性計算 摩擦襯片（塊）的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面 加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此，在理論上要精確計算磨損性能是困難的。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。 汽車的制動過程是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芎纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動能的任務。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器的溫度升高，此即所謂的制動器的能量負荷。能量負荷越大，摩擦襯片（塊）的磨損越嚴重。 制動器的能量負荷以其比能量耗散率作為評價指標。它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi) 耗散的能連。單位為 2/mmW 。 雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為 ： 前輪 ： 22211 1()4ame tA? ? ? ??? （ ） 后輪 ： 222212 4 )1)(( tAme a ???? ??? （ ） 式中： am — 汽車總質(zhì)量， kg； ?— 汽車回轉質(zhì)量轉換系數(shù)； 1? 、 2? — 制動初速度和減速度， sm/ ； 總質(zhì)量 以下的貨車取 V1=80 hkm/ 總質(zhì)量 以上的貨車取 V1=65 hkm/ J— 制動減速度 2/sm ； t— 制動時間， s ； 1A 、 2A — 前后制動襯片（塊）的摩擦面積 , 2mm ； ? — 制動力分配系數(shù) 。 雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為： 前輪 ： 黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 22211 1()4ame tA? ? ? ??? （ ） 后輪 ： 22212 2( ) (1 )4ame tA? ? ? ???? （ ） 在緊急制動到停車的情況下， 2? =0，并可認為 ? =1，則有 ： ?1121221tAVme a? )1(2212122 ???tAVme a 其中 gt ?= 故 221211 1 0 0 5 0 3 4 5 54 mmwtAvme a ???? ???? ? 22121 0 0 0 00 5 4 9 6 4 5 54 )1(2 mmwtAvme a ???? ????? ? 據(jù)有關文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 2/mmW 為宜，盤式制動器的比能量耗散率應不大于 2/mmW , 計算時取減速度 j=。 制動距離的計算 分析制動距離是，需要對制動距離過程有一個全面的了解。圖 是駕駛員在接受緊急制動信號后，制動踏板力、汽車制動減速度與制動時間的關系曲線。 圖 汽車制動過程 駕駛員接到緊急停車信號時，并沒有立即行動 ,而要經(jīng)過τ `1 后才意識到應進行緊黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 急制動，并移動右腳，再經(jīng)過τ〞 1 后才踩著制動踏板。從 a 點到 b 點所經(jīng)過的時間111 39。 ??? ?? 稱為駕駛員反映時間。這段時間一般為 ～ 。在 b 點以后，隨著駕駛員踩踏板的動作，踏板力迅速增大，至 d 點到達最大值。不過由于制動蹄是由回位彈簧拉著，蹄片與制動鼓間存在間隙，所以要經(jīng)過τ〞 2，即至 c 點，地面制 動力才起作用，使汽車開始產(chǎn)生減速度。由 c 點到 e 點是制動器制動力增長過程所需的時間 2? 。222 39。 ??? ?? 總稱為制動器的作用時間。制動器作用時間一方面取決于駕駛員踩踏板的速度，另外更重要的是受制動系統(tǒng)結構形式的影響。 2? 一般在 ～ 之間。由 e到 f 為持續(xù)制動時間 3? ，其減速度基本不變。到 f 點式駕駛員松開踏板，但制動力的消除還需要一段時間， 4? 一般在 ～ 之間。從制動的全過程來看，總共包括駕駛員見到信號后作出行動反映、制動器起作用、持續(xù)制動和放松制動器四個階段。一般所指制動距離是開始踩著制動踏板到完全停車的距離。故總的制動距離為 m a x20039。39。22 )239。( 1 bauus ??? ?? () 式中： 39。2 ?? 39。2?? smu /500 ? ?取 ???m a cba 故總的制動距離為 mm 5050502 1s ???????? ）（ 因此本設計滿足 GB\72582020171。機動車運行安全技術條件 187。關于制動距離的規(guī)定 [5]。 從式中可以看出，決定汽車制動距離的主 要因素是：制動器起作用的時間、最大制動減速度即附著力以及起始制動車速。附著力越大、起始制動車速越低，制動距離越短。 本章小結 本章對制動器的設計進行了計算，首先分析了制動器摩擦面的壓力分布規(guī)律，并分別計算了鼓式制動器和盤式制動器的制動力矩，同時計算了駐車制動時所需的制動力矩，然后對摩擦襯片的耐磨性進行了計算，最后計算了制動距離，以確保其符合相關法規(guī)的要求。 黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 第 5章 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算 制動驅(qū)動機構用于將駕駛員或其他動力源的制動作用力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。 制動驅(qū)動機構的形式 制動驅(qū)動驅(qū)動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。通過對各種驅(qū)動機構不同形式優(yōu)缺點的比較，本設計采用真空助力的伺服驅(qū)動機構。 伺服制動系是在人力液壓制動系中增加由其他能源提供的助力裝置，使人力與動力并用。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，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定的制動力。因此， 在 以上的乘用車到各種商用車。都廣泛采用伺服制動。 真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣 管中節(jié)氣門后的真空度（負壓，一般可達 ～）作動力源。 按照助力特點，伺服制動系又可分為助力式和增壓式兩種。 助力式伺服制動系，伺服氣室位于制動踏板與制動主缸之間，其控制閥直接由踏板通過推桿操縱，因此又稱為直動式伺服制動系。司機通過踏板直接控制伺服動力的大小，并與之共同推動主缸活塞，使主缸產(chǎn)生更高的液壓通向盤式制動器的油缸和鼓式制動器的輪缸。由真空伺服氣室、制動主缸和控制閥組成的總成稱為真空助力器。 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、 踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 制動輪缸直徑 d 的確定 制動輪缸對制動蹄塊施加的張開力 (壓緊力 與輪缸直徑和制動管路的關系為 d= pP ?/2 （ ） 式 中： P— 制動輪缸對制動蹄張開力或?qū)δΣ烈r塊的壓緊力 N； p—考慮制動力調(diào)節(jié)裝置的作用下的輪缸或管路液壓。取 MPap 12? 。 制動管路液壓在制動時一般不超過 10～ 12MPa ，對盤式制動器可再取高些。壓力黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 越高，輪缸直徑就越小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。 求得前輪制動輪缸的直徑 mmd 12 00 00 0021 98 021 ??? ? 后輪輪缸直徑為 mmd 1 2 0 0 0 0 0 01 1 1 5 522 ??? ? 輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為： ,19， 22，24， 25， 28， 30， 32， 35， 38， 40， 45， 50， 55mm。 故取 mmd 501? mmd 282? 盤式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度 wdB )~(? () 求得： 11 ??? wdB mm。 一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結構確定，必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行 [9]。 現(xiàn)取壁厚 15mm，由于 155/ ???wd ，因此按厚壁進行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中： ? —— 輪缸壁厚； yp —— 試驗壓力（當缸的額定壓力 16?np Mpa 時，取 yp = np ）； ??? —— 缸筒材料許用應力， ??? = nb/? （ b? 為材料抗拉強度， n 為安全系數(shù)，一般取 n=5）。 ? ?? ? 2 6666 ????????? ????? ?????????????? ????yyw ppd ??? mm 由于 15mm? 。 黑龍件工程學院本科生畢業(yè)設計 鼓式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度 wdB )~(? 于是求知： 22 ??? wdB mm。 現(xiàn)取壁厚 4?? mm，由于 ???wd ，因此按厚壁進行校核