【正文】 除了敬佩 張 老師的 專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣， 這 將積極影響我今后的學習和 工作。尤其是指導教師張立軍老師。在此 向他們表示深深的謝意。 其次 ，能夠圓滿的完成這次畢業(yè)設計，是 我們所有畢業(yè)生的心 愿 ， 這次畢業(yè)設計的收獲是巨大的，必將成為大學時代美好的回憶， 也會為以后的工作打下良好的基礎。 首先 ，我要感謝 教過我的所有老師，感謝和我共同學習 、生活 了四年的同學。 但 在 畢業(yè)設計也暴露出自己 很多不足比如 專業(yè)基礎 掌握 不足 ， 缺乏綜合應用專業(yè)知識的能力，對材料的不了解， 對繪圖軟件掌握不牢固 等等。 本次畢業(yè)設計 從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設計。采用的駐車制動滿足國家對汽車駐車坡度的要求。通過計算制動 器的制動力能滿足汽車對制動力的需求，可以充分利用地面的附著力。 本次設計的 對象是輕型貨車的制動系統(tǒng) ，通過對貨車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后鼓 式制動器、制動管路 布置、制動主缸進行了設計及計算，并繪制出了前、后制動器裝配圖、制動主缸裝配圖、主動管路布置圖、并通過應用 MATLAB 軟件編寫程序，繪制出實際汽車制動力分配曲線。另一方面培養(yǎng)我們綜合分析問題的能力，達到一次工程技術的基礎訓練。體驗感受 大學 是人 一生 中最重要的階段 ，我的人生價值也得到了很大的升華 。? = hgL aarctg ??? = 8 2 6 0 0 2 0 0 ???arctg =? 最大停駐坡高度應不小于 16%～ 20%，故符合要求。 下坡角 2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 39。 制動距 離 S 在勻減速度制動時，制動距離 S : 我國交通法規(guī)定， Va=30Km/h 輕型貨車制動距離在 7m 以下，中型貨車不得大 本科生畢業(yè)設計（論文） 26 于 8m 公式 S=1/（ t1 2 + t1 1 2 /2） Va+ Va2 /254? 式中， t1 2 :消除蹄與制動鼓間隙時間，取 t1 1 2 ：制動坡長減速度上升所需時間取 故 S=1/（ + ） 30+ 302 /254 = 滿足要求 汽車能夠停留在極限上下坡角度計算 上坡角 1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角 1? hgL aarctg ??? ??1= 8 2 6 0 0 2 0 0 ???arctg =? 式中： ? ：車輪與輪面摩擦系數(shù)，取 ； a：汽車質(zhì)心至前軸間距離， 2020mm ； L ：軸距， L =3600mm ； hg ：汽車質(zhì)心高度， 820mm 。 當 I 線在 β線下方時，前輪先抱死。 充分 說明了實際制動力分配的合理性與可行性。 實際 的前、后制動器制動力 分配曲線 綜合上述， 通過合理選擇 同步附著系數(shù)，計算制動器制動力實際分配曲線，把理想曲線和實際曲線 進行比較、分析、論證。此時的前、后輪制動器制動力 1?F 和 2?F 的曲線關系，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分配曲 線。 地面對前、后車輪的法向反作用力 在分析前、后制動器制動力 分配比例以前，必須先了解在制動時地面作用于 本科生畢業(yè)設計（論文） 25 前、后車輪的法向反作用力。 3）前、后輪同時抱死拖滑。 前、后制動器制動力分配 對于一般汽車而言，根據(jù)其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數(shù)和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。防止后軸發(fā)生側(cè)滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不 抱死。 側(cè)滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。 2） 制動時懸架導向桿系與轉(zhuǎn)向系拉桿在運動學上的不協(xié)調(diào)（互相干涉） 前者是由于制動調(diào)整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。 方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側(cè)滑以及失去轉(zhuǎn)向能力等方面考驗。規(guī)定， 以速度 30Km/h 的緊急制動到完全停車的制動鼓溫升不超過 15176。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側(cè)滑或前輪失去轉(zhuǎn)向能力三種情況。則汽車將偏離原來的路徑。 本科生畢業(yè)設計（論文） 24 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力 來評價。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉(zhuǎn)換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。 制動效能的恒定性 制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。 制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。 制動效能 制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。 汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。 02? —— 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； 取 根據(jù)上式得： Sp =6(++)=165mm＜ （ 150200） mm 符合設計要求。取 p=10MPa pi —— 制動踏板機構(gòu)傳動比；取 pi =6； ? —— 制動踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取 ? =～ 。由于前輪制動器采用了雙向自增力式，因此輪缸采用雙活塞式，后輪 為領從蹄式所 以也采用單 活塞式制動輪缸。我所設計的輕型貨車采用了后者。 （ 5）吸水性差而溶水性良好，因而選用了國內(nèi)常用的 50%作用的溶劑（丁醇，酒精和甘油等）配成 。 （ 3）對液壓系統(tǒng)起良好的潤滑作用。對于它有以下幾點要求： （ 1）高溫下不易汽化，否則將在管路中產(chǎn)生汽阻現(xiàn)象，使制動系失效。前制動器采用自動調(diào)節(jié)。本次設 計過程中，對后制動器采取了 手動 調(diào)節(jié)裝置。如果制動器間隙過大，活塞向外移動靠在限位環(huán)上仍不能正常制動，活塞將在油壓作用下克服制動環(huán)與缸壁間 的摩擦力繼續(xù)向外移動，摩擦環(huán)也被帶動外移，解除制動時，制動器復位彈簧不可能帶動摩擦環(huán)回位，也即活塞的回位受到限制，制動器間隙減小。 （ 2）自動調(diào)整裝置 現(xiàn)在很多汽車的制動器都裝有制動器間隙自動調(diào)整裝置，它可以保證制動器間隙始終處于最佳狀態(tài)，不必經(jīng)常人工檢查和調(diào)整。頂桿套一端具有帶齒的凸緣，套內(nèi)制有螺紋，調(diào)整螺釘借螺紋旋入頂 桿套內(nèi)。間隙調(diào)整好以后，用鎖片插入調(diào)整螺母的齒槽中，固定螺母位置。 （ 1）手動調(diào)整裝置 ① 轉(zhuǎn)動調(diào)整凸輪和帶偏心軸 頸的支承銷 凸輪固定在制動底板上，支承銷固定在制動蹄上， 沿某一 方向轉(zhuǎn)動調(diào)整凸輪時，通過支承銷將制動蹄向外頂，制動器間隙將減小。因為這樣將使制動踏板行程過大，以致駕駛員操縱不便，同時也會推遲制動器起作用的時刻。故本次設計選用由鋼板沖壓成型的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓 。其圓柱部分用鑄鐵鑄造，腹板用鋼板沖壓成型。另外，也有用合金鑄鐵的。 制動鼓應具有高的剛性和較大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。需用不平衡度為~ 制動鼓壁厚，轎車為 7~2mm，中型以上貨車為 13~18mm。制動鼓的內(nèi)工作面應在制動鼓與輪輞裝配后進行加工，可以保證兩軸線重合。為提高制動鼓的剛度，沿鼓口外圓邊鑄有周向肋條，也有鑄成若干軸向肋條的。本次設計采用鉚接的。粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨損的厚度較大，其缺點在于工藝較復雜，且不易更換襯片。 4）制動蹄 轎車和微型車，輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T形鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成。模壓材料的撓性較差故應安襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以 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它 性能。 各種摩擦材料的磨損系數(shù)的穩(wěn)定性為 ~。只適用于輕、 中型汽車的鼓式和帶式制動器。其沖擊強度比模壓材料高 4~5倍。 （ 2）耐磨性好 （ 3）吸水性和吸油率低 （ 4）有較高的耐擠壓強度和沖壓強度 （ 5）制動時不發(fā)生噪聲和臭氣 （ 6）盡量采用減少污染和對人體無害的摩擦材料 摩擦材料 目前廣泛采用的是模壓材料，模壓材料是將石棉纖維與樹膠粘結(jié)劑，由無機粉粒及橡膠聚合樹脂等配成的用以調(diào)態(tài)摩擦性能的填充劑，以及主要成分為石墨的噪聲消除劑等混合后，在高溫下保持較高的機械強度。 2）制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置，制動底版承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度，為此本次設計選用具有凹凸起伏形狀的鋼板沖壓成型的制動底板。有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，和抗剪切能力。制動時不易產(chǎn)生噪音，對環(huán)境無污染。 ????? ekp = 雙增力總的效能因數(shù) Kt= Kt1 + Kt2 = 鼓式 制動器 零部件的結(jié)構(gòu)設計 1）摩擦襯片 摩擦襯片選擇應滿足以下條件：具有穩(wěn)定的摩擦因數(shù)，有良好的耐磨性。/(39。/39。 ????? e = 次領蹄制動效能因數(shù) Kt2 = )1s inc os39。c os39。 ? =? /2+? θ 01 θ 1 /2=176。 — 90176。 θ 0 =90176。 制動蹄支承點位置坐標 a=118mm 制動蹄支承點位置坐標 c=132mm 制動器中心到張開力 P 作用線的距離 e=90mm 制動鼓半徑 R= 摩擦襯片包角 ? =90176。 摩擦襯片起始角 θ 01 =48176。 /+1) = 后輪總的效能因數(shù) Kt= Kt1 +Kt2 =+= ： 摩擦襯片包角 θ 1 =102176。 Kt2 = )1s inc os/39。 +20176。? ? ? +? =176。 ? =arctan ns ins in ??? ??? ?? 176。 — 90176。 θ 0 =90176。 1)= 制動蹄支承點位置坐標 a= ? =h/R=(a+e)/R=(+)/=1. 6 制動器中心到張開力 P 作用線的距離 e= 制動鼓半徑 R= 摩擦襯片包角 ? =90176。 /176。當 ? ＞ 0? 時，相應的極限制動強度 q＜ ? ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 本科生畢業(yè)設計（論文） 16 M1 = LG （ b+? hg） ? re M2 =11 M??? 輪胎規(guī)格 ： re = M1 =LG （ b+? hg） ? re =52020/（ +) = 一個 前 輪的制動力矩 M1 /2= Nm 后 軸 制動力矩 M2 =11 M???=（ ） / = Nm 一個后 輪的制動力矩 M2 /2= Nm 制動器制動因數(shù)計算 在評價不同結(jié)構(gòu)型式的制動器效能時，常用一種無因數(shù)指標，稱為制動器效能因數(shù)。 其溫升按下式計算 : t= G a v a 2 /（ ncg? 108458? ） =℃ 15℃ 合格 制動器制動力矩 的確定 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理的確定前、后輪制動器制動力矩。在緊急制動時，因時間短， 熱量 來不及散到大氣中去，幾乎全被制動鼓所吸收使之溫度升高。 根據(jù)汽車知識手冊查表得 一般貨車取 0? = 本次輕型貨車設計取取0? = 前、后輪制動力分配系數(shù) ? 的確定 根據(jù)公式： 制動力分配系數(shù) ? =（ b+ 0? ? hg） /L 得： ? =（ 1600+? 820） /3600= 式中 0? ：同步附著系數(shù) b ：汽車重心至后軸中心線的距離 L：軸距 hg:汽車質(zhì)心高度 鼓 式制動器主要參數(shù)的確定 1）制動鼓 直徑 D 轎車 D/Dr=~ 貨車 D/Dr=~ 這里選 D/Dr= Dr=16= D== 所以，前 后輪制動鼓 直徑 D=330mm 2） 摩擦襯片寬度 b和 包角 θ 制動鼓半徑 R 確定后，摩擦襯片的寬度 b 和包角θ便決定 了襯片的摩擦面積 Ap，Ap 越大則制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好 Ap隨汽車總重而增加，給定的輕型總重量 Ga=5200 書 得 Ap=150~250 (cm2) 所以選取 Ap=220 cm2 由 Ap=Rbθ 得 本科生畢業(yè)設計（論文） 15 b=85mm 摩擦襯片起始角 0? = o90 2? = o90 o45 = o45 3） 制動器中心到張開力 P作用線的距離 e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離 e 盡可能大，以提高制動效能。 前、后制動器 的 制動器制動力分配系數(shù)影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度。 2)當 ? ＞ 0? 時， ? 線在 I線上方，制動 時總是后輪先抱死，因而容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 1)當 ? ＜ 0? 時， ? 線在 I線下方，制動時總是前輪先抱死。 然而，目前大多數(shù)汽車的前后制動器制動力之比為定值。 本科生畢業(yè)設計（論文） 13 第 3 章 制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 輕型貨車 主要技術參數(shù) 設計參數(shù)： 整車質(zhì)量：滿載： 5200kg，空載： 2200kg 質(zhì)心位置： a= b= ，重心高度： hg=(空載 )hg