商用汽車制動系統(tǒng)設計(II)（課程設計）

商用汽車制動系統(tǒng)設計(II)（課程設計）,商用,汽車,制動,系統(tǒng),設計,ii,課程設計 前輪制動器設計說明書 汽車設計課程設計 ——前制動系統(tǒng)設計 學 院 機械與汽車工程學院 組 別 09級車輛3班第15小組 指導教師 陳子建 學生姓名 林智亨 學 號 200930082095 提交日期 2012年 7 月 6日 - 14 - 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車工程學院 09車輛工程3班 姓名：林智亨 一．設計任務：商用汽車制動系統(tǒng)設計(II) 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定，制動器形式盡量在鉗式制動器中選取。 三．設計內容 主要進行制動器系統(tǒng)設計，設計的內容包括： 1．查閱資料、調查研究、制定設計原則 2．根據(jù)給定的設計參數(shù)(發(fā)動機功率，汽車軸距，車輪滾動半徑，汽車空(滿)載時的總質量、軸荷分布、質心位置)，依據(jù)選擇制動器的基本結構及驅動機構布置方案，設計出一套完整的制動系統(tǒng)，設計過程中要進行必要的計算。 3．制動系統(tǒng)結構設計和主要技術參數(shù)的確定 （1）前制動器主要參數(shù)確定 （2）前制動器設計計算 （3）前制動器主要結構元件設計 （4）前制動驅動機構的設計計算 4．繪制前制動器裝配圖及主要零部件的零件圖 5．完成感載比例閥參數(shù)優(yōu)化，校核車輛實際制動力分配特性滿足ECE法規(guī)要求。 四．設計要求 1．制動器總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設計說明書。 五．設計進度與時間安排 本課程設計為2周 １．明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設計計算 0.5周 ３．繪圖 0.5周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設計方案與性能計算（40%） 圖紙質量（20%） 說明書質量（20%） 評 語 總 成 績 指導教師 注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。 一、前制動器結構設計 經過查閱資料、調查研究后確定，前制動器的基本結構為領從蹄式制動器，行車制動系統(tǒng)采用雙Ⅱ型回路。 二、前制動器主要參數(shù)確定 （一）整車參數(shù)確定 1.確定空載和滿載時的質心高度 空載：Hg=759mm 滿載：Hg=802mm 2.確定空載和滿載時的前后軸載荷比 空載時載荷比為 52.1：47.9 滿載時載荷比為 33.6：66.4 3.確定軸距和質心到前后軸距離 軸距L=5500mm 空載時質心到前、后軸距離a=2640 b=2860 滿載時質心到前、后軸距離a=3652 b=1848 4.確定汽車裝載質量、整車整備質量、總質量 汽車裝載質量：6000kg 整車整備質量:10440-6000=4440kg 汽車總質量:10440kg （二）制動力分配系數(shù) 由于 消去 得 初定前后制動力分配為=0.4563 即前后制動器制動力之比為 0.4563：0.5437，繪制曲線 Fu2/Fu1=(1-)/=1.19。繪制I曲線和曲線，如下： （三）同步附著系數(shù) 同步附著系數(shù)的計算公式是 根據(jù)設計經驗，貨車滿載時的同步附著系數(shù)≥0.5。 可得到同步附著系數(shù)為0.825 大于地面附著系數(shù)0.8 即滿載時是前輪先抱死，不會出現(xiàn)后輪先抱死的危險情況。 （四）制動強度和附著系數(shù)利用率 1．汽車在不同值的路面上制動時的制動強度和附著系數(shù)利用率 當<時，可得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，此時總制動力，則總制動力、制動強度q和附著系數(shù)利用率分別為 （五）最大制動力矩 對于選取較大值的汽車，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q＜，故需要的后軸和前軸的最大制動力矩為 （六）制動器的結構參數(shù)與參數(shù)系數(shù) 1．制動鼓內徑和制動鼓厚度 輸入力F一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但制動鼓內徑D收到輪輞內徑的限制。制動鼓直徑與輪輞的直徑之比D/Dr,范圍為 貨車：D/Dr =0.70—0.83 。 由指導書266頁表9-1知當輪輞的名義直徑為20 英寸時制動鼓的最大內徑為d=420mm，現(xiàn)取d=400mm,同時確定制造厚度為10mm。 2．摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；取寬些，則質量大，不易加工，不易保證與制動鼓全面接觸，并且增加成本。 制動鼓內徑R確定后，襯片的摩擦面積為Af=Rβb （式中：β為摩擦襯片包角，rad） 制動器各蹄襯片總的摩擦面積ΣАf 越大，制動時所受的單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大。由指導書267頁表9-2知，當貨車總質量為10400kg時，單個制動器總的襯片摩擦面積Af為1000cm2。實驗表明，摩擦襯片β=90°~ 100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。所以選擇β=90。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但太大將不易保證與制動鼓全面接觸。設計時一般按照b/D=0.16 ~0.26。設制動器中制動摩擦襯片與制動鼓的間歇設為0.5mm，R=(400-0.5*2)/2=199.5mm，則可得b=Af/Rβ=800*104/(199.5*π/2)=79.86mm≈80mm，符合設計要求。 3．摩擦襯片起止角 一般將襯片布置在制動蹄外緣的中央，即令=90°-β/2=45°。 4. 制動器中心到張力F作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內下，應使距離a盡可能的大，以提高制動效能。初步設計時選 a=0.8R=0.8*200mm=160mm。 5. 制動蹄支撐點位置坐標k和c 在保證兩蹄支承面不互相干涉的條件下，使得c盡可能的大而k盡可能的小，以提高制動效能。初步選定: a=0.8R=0.8*200mm=160mm。同時確定k=20mm。 6. 摩擦片摩擦系數(shù)f 各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3-0.5，少數(shù)可達0.7。所以選取f=0.35。 三、領從蹄式制動器設計計算 行車制動系的設計計算簡要過程如下，根據(jù)整車參數(shù)和附著系數(shù)計算出理想制動力矩，根據(jù)初定的制動器和驅動機構尺寸計算出實際制動力矩，制動器及驅動機構的尺寸要使實際制動力矩滿足理想制動力矩的要求。之后，要進行摩擦襯片的磨損特性計算和制動器的熱容量和溫升核算，如不滿足要求則要修改制動器及驅動機構的尺寸重復上面步驟，直到滿足要求。 （一）理想最大制動力和最大制動力矩的計算 (二) 實際制動力矩Tf的計算 根據(jù)前人計算出的制動器因數(shù)表達式球的制動力矩，即Tf=BF*F*R，式中：R為制動鼓內圓柱面半徑。 （三）領從蹄制動器的制動器因數(shù) 選擇支承銷式領從蹄制動器 =（π/2-sin90°cos194.25°）/（4*sin45°*sin97.125°）= 0.905 單個領蹄的制動蹄因數(shù)為 單個從蹄的制動蹄因數(shù)為 支承銷式領從蹄制動器整個制動器因數(shù)BF (四) 張開力的計算 對于液壓驅動的制動器來說，作用于兩蹄的張開力相等，所以可以直接根據(jù)制動器因數(shù)的定義求得張開力 （五）制動蹄自鎖條件檢驗計算 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。對于支承銷式領從蹄制動器，領蹄自鎖條件為： 則此時 如果f＜A（a`/r）/B，則不會自鎖。 又知 A（a`/r）/B=0.905*（161.25/200）/0.925=0.785> f = 0.35 所以 經檢驗得出 制動蹄不會自鎖 （六）摩擦襯片的磨損特性計算 1．比能量耗散率e 汽車的制動過程是將其機械能得以部分轉化為熱量而耗散的過程。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。，產生制動器的能量負荷，能力越大摩擦片的磨損越嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率e作為評價，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. 總質量3.5t以上的貨車取v1 =80km/h（22.2m/s）；j為制動減速度，計算時取j=0.6g；A1為前制動器襯片的摩擦面積；β為制動力分配系數(shù)。緊急制動到v2 = 0時，可近似認為 t=（v1- v2 ）/j =(22.2-0）/（0.6*9.8）=3.78s 由于鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 為宜，所以符合要求。 2．比摩擦力 比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力，單個車輪制動器的比摩擦力為 =Tf/（RA）=9158.3Nm/（200mm*1000cm2）=0.458N/mm2 3. 平均壓力 式中：N為摩擦襯片與制動鼓間的法向力，A為摩擦襯片的摩擦面積。 所以符合要求。 4. 比滑磨功 磨損和熱的性能指標也可用襯片在制動過程中有最高制動初速度至停車所完成的單位襯片（襯塊）面積的滑磨功即比滑磨功來衡量， 由于 所以符合要求。 四、制動鼓主要結構元件設計 （一）制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時氣溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合式制動鼓。也可用在鋼板沖壓的制動鼓內側離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒，組合形成制動鼓。 采用由鋼板沖壓成型的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓。制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且損失少許踏板行程。古銅變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高散熱能力。制動鼓壁厚取7 ～12mm。 已知輪輞的名義直徑為20 英寸。于是，我們可以選擇組合式制動鼓，制動鼓的最大內徑為d=420mm，現(xiàn)取d=400mm.制動鼓的制造厚度為12mm，制動鼓材料為HT200灰鑄鐵。 （二）制動蹄 制動蹄采用T形型鋼板焊接制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度選為10mm，摩擦襯片的厚度為10mm，制動蹄寬度為90mm，襯片采用鉚接在制動蹄上。 （三）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。制動底板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，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 （四）制動蹄的支承 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。 為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 （五）摩擦材料 采用模壓材料，是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩擦性能的填充劑（由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配合）與噪聲消除劑（主要成分為石墨）等混合后，在高溫下模壓成型的。取摩擦系數(shù)為f=0.35. （六）制動器間隙 制動器的設定間隙為0.5mm。 五、液壓制動驅動機構的設計計算 （一）制動輪缸設計計算 制動輪缸是用于將主缸產生的液壓轉換成給予制動蹄張力的部件。本次采用的是雙活塞式制動輪缸。 （二）制動輪缸直徑與工作容積的確定 制動輪缸對制動蹄施加的張開壓力F0與輪缸直徑dw和制動管路壓力p的關系為 4F0πp 制動油路壓力一般不超過10-12Mpa， 取P=10Mpa,則 4F0πp =55.19mm，可選定dw=56mm。 ξ為輪缸活塞在完全制動時的行程，鼓式制動器可取ξ=2.0mm，每個輪缸的工作容積V=2*（π/4）**ξ，所以前輪缸的總工作容積 V=2*（π/4）**ξ=2*(π/4)*562mm2*2*2.0=19704mm2 后制動的輪缸工作總容積為 V=2*（π/4）**ξ=2*(π/4)*502mm2*2*2.5=19635mm2 所以輪缸總工作容積為 V=19704+19635mm2=39339 mm2 （三）制動主缸設計 制動裝置采用雙回路制動系統(tǒng)，制動主缸為串列雙腔制動主缸。 1. 直徑的確定 主缸直徑的尺寸系列為19,20.5，22,24,26,28,30,32,35,38mm等， 取=38mm 2. 制動主缸應有的工作容積為 式中：V為所有輪缸的總工作容積，V`為制動軟管的容積變形。 在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為（貨車） 3. 主缸活塞行程 可用確定，一般=（0.8～1.2）。 經計算得，= 45.1mm，滿足=（0.8～1.2）。 （四）制動踏板力設計計算 由于采用助力式伺服制動系，其制動踏板力Fp用下式計算： 式中，為踏板機構傳動比，取=3，為助力器助力比，取=7 ，為踏板機構及液壓主缸的機械效率，=0.82～0.86，取=0.85。 制動踏板力應滿足以下要求，最大踏板力一般為700N（貨車）。 （五）制動踏板工作行程計算 制動踏板工作行程計算用下式表示 式中，為主缸中推桿活塞間的間隙和伺服閥柱塞與反饋盤之間的間隙，、取=3.0mm，為主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程對貨車不大于180mm ＜180mm 所以符合要求。 【參考文獻】 1. 余志生，《汽車理論》第5版 2. 王望予，《汽車設計》第4版 3. 劉小康，黃平，《機械設計》第二版 4. 《汽車工程設計手冊》，人民交通出版社