CA1041輕型商用車制動系統(tǒng)設計【前盤后鼓式制動器】

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒　　論 1.1制動系統(tǒng)設計的意義 汽車是現代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。 通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定汽車制動系統(tǒng)的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用Ⅱ型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 1.2制動系統(tǒng)研究現狀 車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導致汽車的速度逐漸減小至零，對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎，由于這一過程較為復雜，因此一般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價： （1）制動效能:即制動距離與制動減速度； （2）制動效能的恒定性：即抗熱衰退性； （3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性； 目前，對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價。 1.3制動系統(tǒng)設計內容 （1）研究、確定制動控制采用氣壓方式還是液壓（真空助力、真空增壓或油氣 混合）方式 （2）研究、確定制動系統(tǒng)的構成 1）設計制動系統(tǒng)示意圖。 2）駐車制動采用的形式。 3）是否需要有輔助制動。 （3）汽車必需制動力及其前后分配的確定 前提條件一經確定，與前項的系統(tǒng)的研究、確定的同時，研究汽車必需的制動力 并把它們適當地分配到前后軸上，確定每個車輪制動器必需的制動力。 （4） 確定制動器制動力、摩擦片壽命及構造、參數 制動器必需制動力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動器的型式、構造和參數，繪制布置圖，進行制動力制動力矩計算、摩擦磨損計算。 （5） 制動器零件設計 零件設計、材料、強度、耐久性及裝配性等的研究確定，進行工作圖設計。 （6） 制動操縱系統(tǒng)設計 制動系操縱部件（閥類、加力器、制動氣室等）的研究、選定或設計，操縱機構設計； （7） 管路設計 管路布置、設計。 1.4制動系統(tǒng)設計要求 制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數制動器主要參數設計和液壓驅動系統(tǒng)的參數計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖，并對制動器進行三維建模。 第2章 制動系統(tǒng)總體方案設計 汽車制動系統(tǒng)總體方案設計，主要涉及制動器的結構型式選擇，制動驅動機構的結構型式選擇，制動管路布置結構型式的選擇等三個方面。本章將就這三個方面的問題進行分析論證。 2.1 制動器的結構型式的選擇 車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器[2]。 摩擦式制動器按摩擦副結構不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構簡單、制造成本低。 鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器?，F外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計[1]。 相對于鼓式制動器盤式制動器具有以下優(yōu)點： （1）熱穩(wěn)定性好； （2）水穩(wěn)定性好； （3）制動穩(wěn)定性好； （4）制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關； （5）在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的結構尺寸和質量比鼓式制動器的要小； （6）盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也比較簡單，維修、保養(yǎng)容易； （7）制動盤與摩擦襯塊間的間隙小，一次縮短了油缸活塞的操作時間，并使驅動機構的力傳動比有增大的可能； （8）制動盤的熱膨脹量不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使得間隙自動調整機構的設計可以簡化； （9）易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動； （10）能方便地實現制動器磨損報警，能及時地更換摩擦襯片。 作為一款輕型載貨商用車，出于制造維修成本以及制動效能等方面考慮，采用前盤后鼓式制動器。 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.1)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） （a）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 圖2.1鼓式制動器簡圖 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。 領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片之間的間隙。因此得到廣泛的應用，特別是用于乘用車和總質量較小的商用車的后輪制動器[2]。 輕型商用車總質量較小，因此采用結構簡單，成本低的領從蹄式鼓式制動器。 按摩擦副中的固定摩擦元件的結構來分，盤式制動器分為鉗盤制動器和全盤制動器兩大類。 全盤制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦便面全部接觸。這種制動器的散熱性差，為此，多采用油冷式，結構復雜。 前盤式制動器按制動鉗的結構形式可分為固定鉗盤和浮動鉗盤兩種。其中浮動前盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊客兼用于行車制動和駐車制動。因此作為輕型商用車前制動器采用浮動前盤式制動器。 2.2 制動驅動機構的結構型式的方案比較選擇 根據制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2.1所示。 表2.1 制動驅動機構的結構型式 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質 型式 工作介質 簡單制動系 （人力制動系） 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅限于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力 制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣、制動液 液壓動力 制動系 制動液 液壓式 制動液 伺服制動系 真空伺服 制動系 司機體力與發(fā)動機動力 空氣 液壓式 制動液 轎車，微、輕、中型汽車的行車制動 氣壓 制動系 空氣 液壓伺服 制動系 制動液 簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中[2]。 液壓式簡單制動(通常簡稱為液壓制動)用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短(0.1～0.3s)；工作壓力高(可達10～20MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄的張開機構(或制動塊的壓緊機構)，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質量?。粰C械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤滑作用)。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。液壓制動曾廣泛應用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上[２]。 動力制動即利用發(fā)動機的動力轉化而成，并表現為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當的踏板行程。 氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0.3s～0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二級元件——繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa～0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅動制動蹄，這就增加了簧下質量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質量8t以上的貨車和客車上得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動[３]。 用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源而構成的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜、質量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。 全液壓動力制動，用發(fā)動機驅動液壓泵產生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。 開式(常流式)系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動時，則借閥的節(jié)流而產生所需的液壓并傳人輪缸。 閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的反應比開式的快。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。 全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點以外，還有制動能力強、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產生汽化現象也沒有什么影響等好處。但結構相當復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應用并不廣泛。 各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統(tǒng)以產生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。 按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。 真空伺服制動與空氣伺服制動的工作原理基本一致，但伺服動力源的相對壓力不同。真空伺服制動的伺服用真空度(負壓)一般可達0.05MPa～0.07MPa；空氣伺服制動的伺服氣壓一般能達到0.6MPa～0.7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。但是，空氣伺服系統(tǒng)其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空伺服制動多用于總質量在1.1t～1.35t以上的轎車和裝載質量在6t以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動則廣泛用于裝載質量為6t～12t的中、重型貨車，以及少數幾種高級轎車上。CA1041總質量4.06t，本次設計采用真空助力式伺服制動系統(tǒng)。 2.3 制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙管路的。應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據GB 7258—2004規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應能有一定的制動力。 （a） （b） （c） （d） （e） 1—雙腔制動主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路的另一分路 圖2.2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 圖2.2為雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。選擇分路方案時主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復雜程度等。 圖2.2(a)為前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動管路失效，則一旦前輪抱死就會失去轉彎制動能力。對于前驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導致汽車甩尾。 圖2.2(b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，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和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。 圖2.2(c)的每側前制動器的半數輪缸與全部后制動器輪缸構成一個獨立的回路；而兩前制動器的另半數輪缸構成另一回路。可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱HI型。 圖2.2(e)的兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式。簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。 HI，LL，HH型的結構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力LL型可達正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見圖2.2(c)，即一軸半)時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。 本次設計采用圖2.2(a)所示前、后輪制動管路各成獨立的的Ⅱ回路系統(tǒng)符合了GB 7258—2004對制動管路布置的要求。 2.4 本章小結 本章主要對輕型商用車制動系統(tǒng)的總體設計進行了比較和論證選擇，通過對制動器的結構型式、制動驅動機構的結構型式，制動管路布置的結構型式三個方面對制動系統(tǒng)進行了整體上的選擇。 第3章 制動器設計計算 車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。 3.1 輕型商用車的主要技術參數 在制動器設計中需預先給定的整車參數如表3.1所示 表3.1 CA1041貨車整車參數 已知參數 車型CA1041 軸距L（mm） 2850 整車整備質量（Kg） 2180 滿載質量（Kg） 4060 滿載時質心距前軸中心線的距離（mm） 1199 滿載時質心距后軸中心線的距離（mm） 1781 空載時質心高度（mm） 730 滿載時質心高度（mm） 950 3.2 制動系統(tǒng)的主要參數及其選擇 3.2.1 同步附著系數 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。 1、當時 線在曲線下方，制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； 2、當時 線位于曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3、當時 制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強度。在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。附著條件的利用情況可以用附著系數利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定義為 （3.1） 式中：——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——汽車制動強度。 當時，，，利用率最高。 現代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甚至甩尾會發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢。國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數：轎車??；貨車取為宜。 我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調性要求》中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動強度的要求。 對于制動強度在0.15~0.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數利用直線平行的兩條直線（如圖3.1）之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足的要求[4]。 參考與同類車型的值，取。 圖3.1除、外的其他類別車輛的制動強度與附著系數要求 3.2.2 制動強度和附著系數利用率 根據選定的同步附著系數，已知： （3.2） 式中：——汽車軸距，mm； ——制動力分配系數； ——滿載時汽車質心距前軸中心的距離； ——滿載時汽車質心距后軸中心的距離； ——滿載時汽車質心高度。 求得： 進而求得 （3.3） （3.4） 式中：——制動強度； ——汽車總的地面制動力； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力。 當時，，故，；。 此時，符合GB12676—1999的要求。 當時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 表3.2 取不同值時對比GB 12676-1999的結果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 2473.4 5238.0 8344.6 11862.3 15878.6 22716.3 37000.8 0.062 0.1315 0.2095 0.2978 0.3987 0.5149 0.5574 0.621 0.6575 0.6983 0.7746 0.7973 0.8582 0.9290 GB12676—1999 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 當時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 表3.3取不同值時對比GB 12676-1999的結果 0.8 32069.8 0.8060 1.0075 GB12676—1999 符合國家標準 3.2.3 制動器最大的制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力 成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （3.5） 式中：——汽車質心離前、后軸的距離； ——同步附著系數； ——汽車質心高度。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3.6） 式中：——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； ——車輪的有效半徑。 對于選取較大值的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸制動力矩為 （3.7） （3.8） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數； ——制動強度； ——車輪有效半徑。 N?m N?m 單個車輪制動器應有的最大制動力矩為 、的一半，為3193 N?m 和1835.5N?m。 3.3 制動器因數和制動蹄因數 制動器因數又稱為制動器效能因數。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 （3.9） 式中：——制動器效能因數 ——制動器的摩擦力矩； ——制動鼓或制動盤的作用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為、，制動鼓內圓柱面半徑即 制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因 數即制動蹄因數分別為： （3.10） （3.11） 整個鼓式制動器的制動因數則為 （3.12） 當時，則 （3.13） 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設在張力P的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.2所示作用于襯片的B點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數。a，b，c，h，R 及為結構尺寸，如圖3.2所示。 圖3.2 鼓式制動器的簡化受力圖 對領蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即 （3.14） 由上式得領蹄的制動蹄因數為 （3.15） 當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力的方向與圖3.2所 示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即 （3.16） （3.17） 由式(3-15)可知：當趨近于占時，對于某一有限張開力，制動鼓摩擦力 趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數和制動器幾何尺 寸的函數。 通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力 對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數值大，而從蹄則 由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數值小。兩者在=0.3～0.35范圍內，當張開力時，相差達3倍之多。圖3.3給出了領蹄與從蹄的制動蹄因數及其導數對摩擦系數的關系曲線。由該圖可見，當增大到一定值時，領蹄的和均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力，制動力矩將迅速增至極大的數值，此后即使放開制動踏板，領蹄也不能回位而是一直保持制動狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現象。這時只能通過倒轉制動鼓消除制動。領蹄的和隨的增大而急劇增大的現象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的和隨的增大而減小的現象稱為自行減勢作用。 在制動過程中，襯片的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變化 會導致摩擦系數的改變。而摩擦系數的改變則會導致制動效能即制動器因數的改變。制動器因數對摩擦系數 的敏感性可由來衡量，因而稱為制動器的敏感度，它是制動器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關，制動時摩擦生熱，因而溫度是經常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。 熱衰退的臺架試驗表明，多次重復緊急制動可導致制動器因數值減小50%，而下 長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30%。 1—領蹄；2—從蹄 圖3.3制動蹄因數及其導數與摩擦系數的關系 由圖3.3也可以看出，領蹄的制動蹄因數雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄 差。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定 性之間的矛盾。由于盤式制動器的制動器因數對摩擦系數的導數()為常數， 因此其效能穩(wěn)定性最好。 3.4 制動器的結構參數與摩擦系數 3.4.1 鼓式制動器的結構參數 1、制動鼓直徑 當輸入力一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且的增大也使制動鼓的質量增加，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑的尺寸。由于CA1041采用16的輪輞所以取，制動鼓直徑與輪輞直徑之比的一般范圍為：貨車 。 =40.64mm mm 2、制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 由《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。 摩擦襯片的包角通常在范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 綜上所述選取領蹄，從蹄 單個制動器摩擦面積： （3.18） 式中：——單個制動器摩擦面積，mm2 ——制動鼓內徑，mm； ——制動蹄摩擦片寬度，mm； ——分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。 cm2 表3.4 制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量t 單個制動器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 由表3.4數據可知設計符合要求。 3、摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3.4所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。 領蹄包角 從蹄包角 圖3.4鼓式制動器的主要幾何參數 4、張開力的作用線至制動器中心的距離 在滿足制動輪缸布置在制動鼓內的條件下，應使距離（見圖3.4）盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫取，根據設計時的實際情況取mm 5、制動蹄支銷中心的坐標位置與 如圖3.4所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸盡可能地小設計時常取mm，以使盡可能地大，初步設計可暫取，根據設計的實際情況取mm。 3.4.2 摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望起摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設計時，并非一定要追求最高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數=0.35~0.4已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 3.4.2 盤式制動器的結構參數 1、制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤的直徑D受輪輞直徑的限制，通常，制動盤的直徑D選擇輪輞直徑的70％～79％，而總質量大于2t的汽車應取上限 mm 取制動盤直徑mm 2、制動盤厚度h 制動盤厚度h直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。實心盤的厚度選擇10mm～20mm，選擇制動盤厚度為h=15mm。 3、摩擦襯塊工作面積A 推薦根據制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選取。 根據推薦值取2.2，依汽車質量2180kg，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為。 4、摩擦襯塊內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。 取摩擦襯塊外半徑，內半徑 則 摩擦襯塊半徑選取符合要求。 3.5 制動器的設計計算 3.5.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定： （1）制動鼓、蹄為絕對剛性； （2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3）壓力與變形符合虎克定律 由于本次設計采用的是領從蹄式的制動鼓，現就領從蹄式的制動鼓制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進行分析。 如圖3.5所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移為 =· （3.19） 式中；——制動蹄的作用半徑。 由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 圖3.5 制動摩擦片徑向變形分析簡圖 從圖3.5中的幾何關系可看到 = 因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 (3.20) 式中：——摩擦片上單位壓力。 即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上。 上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關系式 （3.21） 式中：W——磨損量； K——磨損常數； ——摩擦系數； ——單位壓力； ——磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。 圖3.6 作為磨損函數的壓力分布值 通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖3.6所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關系： （3.22） 式中：——磨損常數。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數)。結果表示于圖3.6。 3.5.2 制動器因數及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據其計算式由定義得出制動器因數BF的表達式。假設鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運動，由此可得： （1）定出制動器基本結構尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數，并規(guī)定制動鼓旋轉方向； （2）參見3.4.1節(jié)確定制動蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令； （3）在張開力P作用下，確定最大壓力值。 參見圖3.7，所對應的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對點取矩，可得 ph=RMsind-R(R-Mcos)sind （3.23） 據此方程式可求出的值。 圖3.7 制動蹄摩擦力矩分析計算 4、計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) （3.24） 5、由公式(3.9)導出制動器因數 由于導出過程的繁瑣，下面對支承銷式領—從蹄制動器的制動因數進行分析計算。 單個領蹄的制動蹄因數BFTl (3.25) 單個從蹄的制動蹄因數BFT2 (3.26) 以上兩式中： 以上各式中有關結構尺寸參數見圖3.8。 整個制動器因數為 圖3.8 支承銷式制動蹄 3.5.3 制動蹄片上的制動力矩 1、鼓式制動蹄片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖3.8所示。 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (3.27) 而摩擦力產生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (3.28) 當法向壓力均勻分布時， (3.29) 式（3.24）和式（3.25）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。 圖3.9 張開力計算用圖 增勢蹄產生的制動力矩可表達如下： (3.30) 式中:——單元法向力的合力； ——摩擦力的作用半徑(見圖3.9)。 如果已知制動蹄的幾何參數和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。 為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： (3.31) 式中：——軸與力的作用線之間的夾角； ——支承反力在工：軸上的投影。 解式(3..27)，得 (3.32) 對于增勢蹄可用下式表示為 (3.33) 對于減勢蹄可類似地表示為 (3.34) 圖3.10 制動力矩計算用圖 為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見圖3.10)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據式（3.23）有： (3.35) 因此對于領蹄： (3.36) == 式中：。 根據式(3.24)和式(3.26)，并考慮到 (3.37) 則有 (3.38) ==0.183 對于從蹄： == 式中： 則有： (3.38) ==0.179 由于設計和相同，因此和值也近似取相同的。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （3.39） 由式（3.33）和式（3.34）知 ==0.3 ==0.09 對于液壓驅動的制動器來說，，所需的張開力為 N?m (3.40) 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(3.33)得出自鎖條件。當該式的分母等于零時，蹄自鎖： (3.41) (3.42)成立，不會自鎖。 由式(3.24)和式(3.29)可求出領蹄表面的最大壓力為： (3.43) = =1.26 式中：，，，，，——見圖3.9； ，——見圖3.10； ——摩擦襯片寬度； ——摩擦系數。 因此鼓式制動器參數選取符合設計要求。 2、盤式制動蹄片上的制動力矩 盤式制動器的計算用簡圖如圖3.11所示，今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為 　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 （3.44） 式中：　——摩擦系數； N——單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖3.11)； R——作用半徑。 圖3.11 盤式制動器計算用圖 圖3.12 鉗盤式制動器作用半徑計算用圖 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 根據圖3.12，在任一單元面積只上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 （3.45） 因，，故。當，，。但當m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 由求得： N 則單位壓力 N?m N?m 因此盤式制動器主要參數選取也符合設計要求。 3.6 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質、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(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷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力的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W/mm2。 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 (3.46) 式中：——汽車回轉質量換算系數； ——汽車總質量； ，——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時總質量3.5t以上的貨車取=18m/s； ——制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； ——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積； ——制動力分配系數。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 (3.47) 鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當制動初速度低于式(3.40)下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8W/mm2，盤式制動器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。 W/mm2 W/mm2 因此，符合磨損和熱的性能指標要求。 3.7 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 (3.48) 式中：——各制動鼓的總質量； ——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質量； ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）； ——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強烈制溫升不應超過15℃)； L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 (3.49) 式中 ——滿載汽車總質量； ——汽車制動時的初速度； ——汽車制動器制動力分配系數。 盤式制動器： 鼓式制動器： 由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 3.8 駐車制動計算 圖3.11為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (3.50) 同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (3.51) 圖3.11 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖 根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由 (3.52) 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 (3.53) 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 (3.54) 一般對輕型貨車要求不應小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個后輪駐車制動器的制動上限為 N?m 3.9 制動器主要零件的結構設計 3.9.1 制動鼓 制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓(圖3.13(a))；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓(圖3.13(b))；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓(圖3.12(c))在轎車上得到了日益廣泛的應用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質量。 （a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓 1—沖壓成形輻板；2—鑄鐵鼓筒；3—灰鑄鐵內鼓；4—鑄鋁臺金制動鼓 圖3.13 制動鼓 制動鼓相對于輪轂的對中如圖3.12所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進行動平衡。許用不平衡度對轎車為15～20N?cm；對貨車為30～40N?cm。 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。制動鼓在閉口一側可開小孔，用于檢查制動器間隙。 CA1041屬于輕型載貨汽車，因此本設計制動鼓采用HT200灰鑄鐵鑄造，制動鼓壁的厚度選取14mm。 3.9.2 制動蹄 轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻