機械畢業(yè)設計（論文）-JN2070越野四驅貨車氣壓制動系統(tǒng)設計【全套圖紙】 .pdf

jn2070 越野四驅貨車氣壓制動系統(tǒng)設計 學生姓名： 指導老師 浙江科技學院機械學院 摘摘 要要 汽車作為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂 “總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成，它直接影響汽車的安全性。隨 著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據(jù)有關資 料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故 為總數(shù)的 45%?？梢?，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外， 制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率， 也就是保證運輸 經(jīng)濟效益的重要因素。制動系統(tǒng)既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的 汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系統(tǒng)對于汽車行駛的安全性，停車的 可靠性和運輸經(jīng)濟效益起著重要的保證作用。 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 當今，隨著高速公路網(wǎng)的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大， 對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。 只有制動性能良好和制動系工作 可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。 由此可 見， 制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的機構分析與設計計 算也就顯得非常重要了。 本論文是設計 jn2070 越野四驅貨車的制動系統(tǒng)，采用的是氣壓驅動機構的 凸輪式鼓式制動器。為了安全考慮制動系統(tǒng)的氣壓回路采用雙回路。 關鍵詞關鍵詞：氣壓制動 制動性 傳動裝置 the design of air brake system about jn2070 off- road four- wheel drive truck student: qi chen advisor: dr. feng cheng school of mechanical and automotive engineering zhejiang university of science and technology abstract as an important modern land- based transport, automotive components from many large parts ,namely, the so- called “assembly“ which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. with the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. according to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. so braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. in addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost- effective transport. it not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. this shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. today, with ever- expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system relia become increasingly important. only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high- speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. this shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus its very important to the analysis and design of brake system bodies.bility requirements keywords: air brake brake transmission device 目目 錄錄 摘 要 1 abstract 2 目 錄 3 第一章 緒論 5 1.1 研究制動系統(tǒng)的意義. 5 1.2 制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況. 6 第二章 制動系統(tǒng)的總體設計 8 2.1 制動系的設計要求. 8 2.2 汽車參數(shù)的選擇. 9 2.3 制動器方案的選擇. 10 2.4 制動驅動機構方案選擇. 11 第三章 制動過程的動力學參數(shù)計算 15 3.1 制動過程車輪所受的制動力 15 3.1.1 地面制動力. 15 3.1.2 制動器制動力. 16 3.1.3 地面對前、后車輪的法向反作用力. 17 3.1.4 理想的前、后制動器制動力分配曲線. 18 3.2 制動距離與制動減速度計算 22 3.2.1 制動距離與制動減速度. 22 3.2.2 制動距離的分析. 23 3.3 同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率計算 23 3.4 制動器的最大制動力矩 26 第四章 制動器的結構參數(shù)設計 29 4.1 制動鼓內徑 d . 29 4.2 摩擦襯片寬度 b 包角 . 30 4.3 摩擦襯片起始角 o 31 4.4 制動器中心到張開力0f作用線的距離e 31 4.5 制動蹄支承點位置坐標 a 和 c 31 4.6 摩擦片摩擦系數(shù). 31 第五章 鼓式制動器的設計計算 33 5.1 駐車制動能力的計算. 33 5.2 中央制動器的計算. 34 5.3 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律. 35 5.4 計算蹄片上的制動力矩. 37 5.5 檢查制動蹄有無自鎖. 40 5.6 摩擦襯片磨損特性計算. 40 第六章 鼓式制動器主要零部件的設計 43 6.1 制動蹄. 43 6.2 制動鼓. 43 6.3 摩擦襯片. 44 6.4 制動底板. 45 6.5 摩擦材料. 45 6.6 蹄與鼓之間的間隙調整裝置. 46 6.6.1 采用輪缸張開裝置. 46 6.6.2 采用凸輪張開裝置. 46 6.6.3 采用楔塊張開裝置. 47 6.7 制動器支撐裝置. 47 6.8 凸輪式張開機構. 47 第七章 氣壓制動驅動機構的設計計算 48 7.1 制動氣室. 49 7.2 貯氣罐. 51 7.3 空氣壓縮機. 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 結 論 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 致 謝 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 參考文獻： 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 第一章第一章 緒論緒論 1.1 研究制動系統(tǒng)的意義研究制動系統(tǒng)的意義 近百年來， 汽車工業(yè)之所以常勝不衰主要得益于汽車作為商品在世界各處都 有廣闊的市場，生產(chǎn)批量大而給企業(yè)帶來豐厚的利潤。最主要的是科學技術的不 斷進步，使汽車能逐漸完善并滿足使用者的需求。隨著我國汽車產(chǎn)業(yè)的不斷發(fā)展 和新交通法規(guī)的實施，我國的汽車及其運輸管理開始走向正軌，農(nóng)用運輸車將逐 漸退出市場，而重型運輸自卸車逐漸呈現(xiàn)出廣闊的發(fā)展前景。然而車輛交通安全 歷來是人們最為關心的問題之一，它直接關系到人民生命和財產(chǎn)的損失，因此汽 車制動系統(tǒng)的可靠性研究至關重要。 汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停 車， 使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使以停駛的汽車在原地（包括在斜坡 上） 駐留不動的機構。 汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。 隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大， 為了保證行車 安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性良好、 制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系統(tǒng)至少有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝 置： 重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽 引車還應有自動制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車， 并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。 其驅動機構常采用雙回路或多回路結 構， 以保證其工作可靠。駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一 定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械 式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產(chǎn)生故障。 應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時， 這時則可利用應 急制動裝置的機械力源(如強力壓縮彈簧)實現(xiàn)汽車制動。 應急制動裝置不必是獨 立的制動系統(tǒng)，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制 動裝置也不是每車必備，因為普通的手力駐車制動器也可以起應急制動的作用。 輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等 輔助制動裝置， 則可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕 或解除行車制動器的負荷。通常，在總質量為 5t 以上的客車上和 12t 以上的載 貨汽車上裝備這種輔助制動減速裝置。 任何一套制動裝置均由制動器和制動驅 動機構兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操 縱車輪制動器來制動全部車輪，而駐車制動則多采用手制動桿操縱，且具有專門 的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。 中央制動器位于變速器之后的傳動系 中， 用于制動變速器第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置必須 具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構，分液壓和 氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸和制動輪缸以及管路；用氣 壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣簡、控制閥和制動氣室等。 過去，大多數(shù)汽車的駐車制動和應急制動都使用中央制動器，其優(yōu)點是制動 位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸的制動力矩較小， 容易滿足操縱手力 小的要求。但在用作應急制動時，往往使傳動軸超載?，F(xiàn)代汽車由于車速提高， 對應急制動的可靠性要求更嚴，因此，在中、高級轎車和部分總質量在 1.5t 以 下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐 車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。重型載貨汽車由于采用氣壓 制動， 故多對后輪制動器另設獨立的由氣壓控制而以強力彈簧作為制動力源的應 急兼駐車制動驅動機構，也不再設置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用 了上述措施外，還保留了由氣壓驅動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。 1.2 制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況 目前國內外汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展大致相似，國內研究現(xiàn)狀：目前制動系統(tǒng)的 供能裝置主要是，人力制動、伺服制動、動力制動三種形式。目前，人力僅是來 控制操縱機構，助力系統(tǒng)分為伺服制動、氣定液壓制動、液壓制動。液壓制動是 目前得到廣泛應用的一種制動系統(tǒng)。傳動裝置上，普遍都是采用氣或液壓通過管 路傳遞到制動器上，進行壓力制動。目前，也有通過電機進行制動的，通過電機 產(chǎn)生的制動力直接作用在制動器上進行制動。制動器主要有鼓式制動器、盤式制 動器兩種。鼓式制動器分為很多種、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器等。盤式 制動器有固定鉗式制動器、浮動鉗式制動器等。盤式制動器的摩擦材料在逐漸的 發(fā)展， 目前國內多以半金屬纖維增強復合摩擦材料應用最為普遍。但一些企業(yè)和 地方根據(jù)本身的特點，也在研究新型摩擦材料。 大約從20世紀60年代開始， 電子技術的進步成為汽車工業(yè)發(fā)展的最大動力。 現(xiàn)代汽車的控制系統(tǒng)幾乎全由電子控制裝置實現(xiàn)，在提高經(jīng)濟性、動力性、可靠 性、舒適性和排放控制系統(tǒng)方面起到明顯的作用。因此，電子產(chǎn)品在汽車上的應 用比例，已成為評價其品質、性能指標的重要依據(jù)。 今天，abs/asr 已經(jīng)成為歐美和日本等發(fā)達國家汽車的標準設備。目前， abs/asr 已在歐洲新載貨車中普遍使用， 并且歐共體法規(guī) eec/71/320 已強制性 規(guī)定在總質量大于 3.5t 的某些載貨車上使用，重型車是首先裝用的。然而 abs/asr 只是解決了緊急制動時附著系數(shù)的利用，并可獲得較短的制動距離及 制動方向穩(wěn)定性， 但是它不能解決制動系統(tǒng)中的所有缺陷。 因此 abs/asr 功能， 同時可進行制動強度的控制。車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。 一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺 服控制和高精度控制。在第一方面，abs 功能的擴充除 asr 外，同時把懸架和 轉向控制擴展進來，使 abs 不僅僅是防抱死系統(tǒng)，而成為更綜合的車輛控制系 統(tǒng)。 第二章第二章 制動系統(tǒng)的總體設計制動系統(tǒng)的總體設計 2.1 制動系的設計要求制動系的設計要求 1）能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除滿足設計任務書的規(guī)定 和國家標準的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 2）具有足夠的制動效能。包括行車制動效能和駐坡制動效能。 3）工作可靠。汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置且它們的制 動驅動機構應是各自獨立的。 行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的 管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的 30%；駐 車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 4）制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使 摩擦系數(shù)急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復制動 5 15 次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅 速。也應防止泥沙、污物等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速 磨損。某些越野汽車為了防止水相泥沙侵入而采用封閉的制動器。 5）制動時的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性 和方向穩(wěn)定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤?，最好?隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應相同。 否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；后輪抱死而側滑甩尾，會失去方向穩(wěn) 定性；當左、右輪的制動力矩差值超過 15時，會發(fā)生制動時汽車跑偏。對于 汽車列車，除了應保證列車各軸有適當?shù)闹苿恿Ψ峙渫猓矐⒁庵?、掛車之間 各軸制動開始起作用的時間，特別是主、掛車之間制動開始時間的協(xié)調。 6）制動效能的熱穩(wěn)定性好。 7） 制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學的要求， 即操作方便性好， 操縱輕便、舒適，能減少疲勞。 8）作用滯后的時間要盡可能地短。 9) 制動時不應產(chǎn)生振動和噪聲。 10)與懸架、轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動、汽車轉向時不會引起 自行制動。 11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅動件的 故障和功能失效。 12）制動系的機件應使用壽命長、制造成本低，對摩擦材料的選擇也應考慮 到環(huán)保要求 2.2 汽車參數(shù)的選擇汽車參數(shù)的選擇 貨車的主要參數(shù)： 長寬高（mm） 668023002640 軸 距（mm） 3650 質心距前軸（mm） 2490 質心距后軸（mm） 1160 前 輪 距（mm） 1774 后 輪 距（mm） 1774 最小離地間隙（mm）300 整車整備質量（kg）3600 最大總質量 （kg） 6800 最 高 車 速（km/h）90 質心高度 (mm) 空載 1100mm 滿載 800mm 2.3 制動器方案的選擇制動器方案的選擇 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。目前廣泛使用的是摩擦 式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式、盤式和帶式。帶 式制動器只用做中央制動器；鼓式和盤式制動器的結構形式有多種，如下所示: 圖 2-1 制動器的分類 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類，它們的制動效能、制 動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 盤式制動器摩擦副中的旋轉元件是以端面工作的金屬圓盤，被稱為制動 盤。其固定元件則有著多種結構型式，大體上可分為兩類。一類是工作面積 不大的摩擦塊與其金屬背板組成的制動塊，每個制動器中有 24 個。這些 制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤兩側的夾鉗形支架中，總稱為制動 鉗。這種由制動盤和制動鉗組成的制動器稱為鉗盤式制動器。另一類固定元 件的金屬背板和摩擦片也呈圓盤形，制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接 觸，這種制動器稱為全盤式制動器。鉗盤式制動器過去只用作中央制動器， 但目前則愈來愈多地被各級轎車和貨車用作車輪制動器。全盤式制動器只有 少數(shù)汽車(主要是重型汽車)采用為車輪制動器。 鼓式剎車有良好的自剎作用，由于剎車來令片外張，車輪旋轉連帶著外 張的剎車鼓扭曲一個角度(當然不會大到讓你很容易看得出來)剎車來令片 外張力(剎車制動力)越大，則情形就越明顯，因此，一般大型車輛還是使用 鼓式剎車，除了成本較低外，大型車與小型車的鼓剎，差別可能只有大型采 氣動輔助，而小型車采真空輔助來幫助剎車。 成本較低：鼓式剎車制造技 術層次較低，也是最先用于剎車系統(tǒng)，因此制造成本要比碟式剎車低 凸輪式制動器。 目前， 所有國產(chǎn)汽車及部分外國汽車的氣壓制動系統(tǒng)中， 都采用凸輪促動的車輪制動器，而且大多設計成領從蹄式。 中重型貨車因為噸位的原因制動力的力量也必須要大，所以用氣壓（就是鼓 式剎車）的方式制動，如果使用碟式制動，需要把碟做成相當大的直徑，而使用 鼓式制動，只需要加深鼓的深度就可以了，直徑可以不太大，所以安裝起來比較 方便。所以在本設計中選用的是鼓式凸輪制動器。 2.4 制動驅動機構方案選擇制動驅動機構方案選擇 制動驅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，制動驅動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服 制動三大類。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，如下表： 表 2-1 制動驅動機構的結構形式 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 僅用于駐車制 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 私服 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 氣壓伺服制動系 空氣 液壓伺服制動系 制動 液 人力制動系統(tǒng)是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， 人力制動。其又分為機械式和液壓式兩種機構形式。機械式完全靠桿系傳力，由 于機械效率低，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，主要用在駐車制動。 液壓式簡單制動系（通常簡稱為液壓制動系）用于行車制動裝置。液壓制動 的優(yōu)點是：作用滯 i 后時間短(0.10.3s)，工作壓力高(可達 1012mpa)，輪 缸尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結 構簡單、緊湊、質量小、造價低；機械效率高。液壓制動的主要缺點是：過度受 熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻” ， 使制動效能減低甚至失效，而當氣溫過低時（-25 o c 和更低時） ，由于制動液的 粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù) 工作。液壓制動曾被廣泛應用于乘用車和總質量不大的商用車。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。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，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系 統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力（即由伺服制動轉變?yōu)槿肆χ苿樱?。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用。 按伺服系統(tǒng)能源的不同，可分為真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺 服制動系。其伺服能源分別為真空能（負氣壓能） ，氣壓能和液壓能。 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 0.050.07 mpa)作動力源，一般的柴油車若采用真空伺服制動系時，則需有專 門的真空源由發(fā)動機驅動的真空泵或噴吸器構成。 氣壓伺服制動系是由發(fā)動機 驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達 0.60.7 mpa。 故在輸出力相等時，氣壓伺服氣室直徑比真空伺服氣室直徑小得多。且在雙回路 制動系中，如果伺服系統(tǒng)也是分立式的，則氣壓伺服比真空伺服更適宜，因此后 者難于使各回路真空度均衡。 但氣壓伺服系統(tǒng)的其他組成部分卻較真空伺服系統(tǒng) 復雜得多。真空私服制動系多用于總質量在 1.1t-1.35t 以上的轎車及裝載質量 在 6t 以下的輕，中型載貨汽車上，氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質量為 6 12t 的商用車，以及少數(shù)幾種排量在 4.0l 以上的乘用車。 全液壓動力制動系是用發(fā)動機驅動油泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源。 其制動系 的液壓系統(tǒng)與動力轉向的液壓系統(tǒng)相同，也有開式（常流式）和閉式（常壓式） 兩種。開式（常流式）系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷狀況下由油泵經(jīng)制動閥 到儲液罐不斷地循環(huán)流動，制動時則借助于閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓進入輪 缸。閉式（常壓式）回路因平時保持著高液壓，故又稱常壓式。它對制動操縱的 反應比開式的快，但對回路的密封要求較高。當油泵出故障時，開式的將立即補 氣之動作用，而閉式的還有可能利用回路中的蓄能器的液壓繼續(xù)進行若干次制 動。故目前汽車用的全液壓動力制動系多用閉式（常壓式）的。 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的有點外，還具有操縱輕便，制 動反應快，制動能力強，受氣阻影響較小，易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝 置，及可與動力轉向，液壓懸架，舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐 等優(yōu)點。但其機構復雜，精密件多，對系統(tǒng)的封閉性要求也較高，故并未得到廣 泛應用。 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。 氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。 其供能裝置和傳動裝置全部 是氣壓式的。其控制裝置大多數(shù)是由制動踏板機構和制動閥等氣壓控制原件組 成， 也有的在踏板機構和制動閥之間還串聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置。氣壓制動由 于可獲得較大的制動驅動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系 統(tǒng)的連接裝置結構簡單聯(lián)接和斷開都很方便,因此廣泛用于總質量為 8t 以上尤 其是 15t 以上的載貨汽車,越野汽車和客車上.但氣壓制動系必須采用空氣壓縮 機,貯氣罐,制動閥等裝置,使結構復雜,笨重,輪廓尺寸大,造價高;管路中氣壓的 產(chǎn)生和撤除均較慢,作用滯后時間較長(0.30.9s),因此在制動閥到制動氣室和 貯氣罐的距離較遠時有必要加設氣動的第二級控制元件繼動閥(即加速閥) 以及快放閥;管路工作壓力較低(一般為 0.50.7mpa),因而制動氣室的直徑大, 只能置于制動器之外,再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄,使非簧載質量增大; 另外,制動氣室排氣時也有較大噪聲。汽車在行駛過程中駕駛員要經(jīng)常使用制動 器， 為了減輕駕駛員的工作強度，目前汽車基本上都采用了伺服制動系統(tǒng)或動力 制動系統(tǒng)。載重汽車一般均采用動力制動系統(tǒng)。 在本設計中選用的是氣壓制動系統(tǒng)。 第三章第三章 制動過程的動力學參數(shù)計算制動過程的動力學參數(shù)計算 3.1 制動過程車輪所受的制動力制動過程車輪所受的制動力 汽車受到與行駛方向相反的外力時， 才能從一定的速度制動到較小的車速或 直至停車。這個外力只能由地面和空氣提供。但由于空氣阻力相對較小，所以實 際外力主要是由地面提供的，稱之為地面制動力。地面制動力越大，制動距離也 越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。 下面分析一個車輪在制動時的受力情況。 3.1.1 地面制動力地面制動力 假設滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良 好路面上制動時的受力情況如圖 3-1 所示。 圖 3-1 車輪制動時受力簡圖 t是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為 n m；xbf是地面制動力，單位為 n；w為車輪垂直載荷、pf 為車軸對車輪的 推力、zf為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為 n。 顯然，從力矩平衡得到 e ut xb r f= （3-1） 式中， e r 為車輪的有效半徑（m） 。 地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力， 但地面制動力取決于兩個摩擦 副的摩擦力：一個是制動器內制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是 輪胎與地面間的摩擦力附著力。 3.1.2 制動器制動力制動器制動力 在輪胎周緣為了克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號 f表示，顯然 e ut r f = （3-2） 式中：t是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動器制動力f是由制動器結 構參數(shù)所決定的。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數(shù)和車輪半 徑以及踏板力有關。 圖 3-2 給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關系。當踩下制 動踏板時， 首先消除制動系間隙后， 制動器制動力開始增加。 開始時踏板力較小， 制動器制動力f也較小，地面制動力xbf足以克服制動器制動力f，而使得車 輪滾動。此時，xbf=f，在此處鍵入公式。且隨踏板力增加成線性增加。 圖 3-2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系 但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力f 或最大地面制動力maxxbf，即: 錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。 錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。 （3-3） 錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。 （3-4） 當制動踏板力上升到一定值時， 地面制動力 xb f 達到最大地面制動力xbf=f, 車輪開始抱死不轉而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。 隨著制動踏板力以及制動管路壓力的繼續(xù)升 高，制動器制動力f繼續(xù)增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力xbf不再增 加。 上述分析表明，汽車地面制動力xbf取決于制動器制動力f，同時又受到地 面附著力f的閑置。只有當制動器制動力f足夠大，而且地面又能夠提供足夠 大的附著力f，才能獲得足夠大的地面制動力。 3.1.3 地面對前、后車輪的法向反作用力地面對前、后車輪的法向反作用力 圖 3-3 所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質量減速時的慣性阻力偶矩， 汽車在水平路面上制動時的受力情況。 圖 3-3 制動時的汽車受力圖 因為制動時車速較低，空氣阻力wf可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地 點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力1zf、2zf為 = += )( )( 2 1 gz gz ha l g f hb l g f （3-5） 式中： du zg dt =，z為制動強度， g汽車所受重力； l汽車軸距； 1l汽車質心離前軸距離； 2l汽車質心離后軸距離； gh 為汽車質心高度（滿載時gh =800mm） ； g重力加速度； 若在附著系數(shù)為的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分別 先后抱死） ，此時xb du ffgg dt =或。地面作用于前、后輪的法向反作用力 為 = += )( )( 2 1 gz gz ha l g f hb l g f （3-6） 式（3-5） 、 （3-6）均為直線方程，由上式可見，當制動強度或附著系數(shù) 改變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是很大的，前輪增大，后輪 減小。 3.1.4 理想的前、后制動器制動力分配曲線理想的前、后制動器制動力分配曲線 汽車總的地面制動力為： gq dt du g g fff bbb =+= 21 (3-7) 式中：z制動強度； 1 b f前軸車輪的地面制動力； 2 b f后軸車輪的地面制動力。 由式（3-5） 、式（3-6）求得前、后軸車輪附著力： 2 1 2 1 2 1 ()() ()() g bg g bg h lg fgflqh lll h lg fgflqh lll =+=+ = （3-8） 前已指出，制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用，制動時汽車的 方向穩(wěn)定性均較為有利。此時的前、后輪制動器制動力1f和2f的關系曲線， 常稱為理想的前、 后輪制動器制動力分配曲線。 在任何附著系數(shù)的路面上， 前、 后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： 12 11 22 uu uz uz ffg ff ff += = = 將（3-7）式代入上式，得 12 1 2 uu ug ug ffg fbh fah += + = （3-9） 式中：1uf前軸車輪的制動器制動力，111uxbzfff=； 2uf后軸車輪的制動器制動力，222uxbzfff=； 1xbf前軸車輪的地面制動力； 2xbf后軸車輪的地面制動力； 1 z ， 2 z地面對前、后軸車輪的法向反力； g 汽車的重力； a ，b汽車質心離前、后軸距離； g h 汽車質心高度。 消去變量，得 2 211 4 1 (2) 2 g uuu gg h l ggb fbff hgh =+ （3-10） 如已知汽車軸距l(xiāng)、質心高度 g h、總質量am、質心的位置b (質心至后軸的 距離)，就可用式（3- 10）繪制前、后制動器制動力的理想分配關系曲線，簡稱 i 曲線。圖 3-4 就是根據(jù)式（3-10）繪制的汽車在空載和滿載兩種工況的 i 曲線。 圖 3-4 i 曲線示意圖 根據(jù)方程組（3-30）的兩個方程也可直接繪制 i 曲線。假設一組值（ 0.1,0.2,0.3,1.0）,每個值代入方程組（3-30） ，就具有一個交點的兩條直線， 變化值，取得一組交點，連接這些交點就制成 i 曲線，見圖 3-5。 圖 3-5 理想的前、后制動器制動力分配曲線 i 曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力 的理想分配曲線。前、后車輪同時抱死時，111uxbfff=，112uxbfff=，所 以 i 曲線也是前、后車輪同時抱死時，1f和2f的關系曲線。 在本設計中，重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下： 汽車的重力 g=6800kg.軸距 l=3650mm，質心距前軸 a=2490mm,質心距后軸 b=1160mm.地面附著系數(shù)錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。 。 將以上數(shù)據(jù)代入（3-6） （3-9） ，得 錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。, 222 2516.51 uxb fffn =錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。 1zf=3204.38n，2zf=3595.02n。 （5）具有固定比值的前、后制動器制動力 兩軸汽車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數(shù)。通常用前制動器 制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數(shù) ，它可表示為 1f f = （3-11） 式中，1uf為前制動器制動力；uf為汽車總制動器制動力，12uufff=+，2uf 為后輪制動器制動力。故 1ff=，21ff=（） 且 1 21 f f = （3-12） 若用21()uufb f=表示，則其為一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率 為 1 tan = 它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡稱為線。如圖 3-6 所示。 圖 3-6 載貨汽車的 i 曲線和曲線 3.2 制動距離與制動減速度計算制動距離與制動減速度計算 3.2.1 制動距離與制動減速度制動距離與制動減速度 制動距離與汽車的行駛安全有直接關系，它指的是汽車速度為0u時，從駕 駛員開始操控制動控制裝置到汽車完全停住為止所駛過的距離。 制動距離與制動 踏板力、路面附著條件、車輛載荷、發(fā)動機是否結合等許多因素有關。由于各種 汽車的動力性不同，對制動效能也提出了不同的要求：一般轎車、輕型貨車行駛 車速高，所以要求制動效能也高；重型貨車行駛速度低，要求就稍微低一點。 制動減速度是制動時車速對時間的導數(shù)，即 du dt 。它反映了地面制動力的大 小，因此與制動器制動力及附著力有關。 在不同的路面上，由于地面制動力為 xbbfg= 故汽車能達到的減速度（m/s 2 ）為 maxbbag= 若允許汽車的前、后輪同時抱死，則 maxbsag= 式中：g汽車所受重力，n； s滑動附著系數(shù)； （s=0.7） g重力加速度，9.8g = m/s2； v制動初速度，m/s； 代入數(shù)據(jù)得到 錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。smbn/86 . 6 8 . 97 . 0 max = 3.2.2 制動距離的分析制動距離的分析 max 2 0 2 0 . 2 . 2 92.2526 . 3 1 b a a a u us+ += （3-13） 式中： 2 制動機構滯后時間，單位 s； （0.2s0.45s，計算時取 0.3s） 2制動器制動力增長過程所需的時間，單位 s； （一般為 0.2s） 2制動器的作用時間，一般在 0.2s0.9s 之間； v 制 動 初 速 度 ， m/s ； 計 算 時 總 質 量 10t 以 上 的 汽 車 取 v=65km/h=18.1m/s； 代入數(shù)據(jù)得： 34 . 4 86 . 6 92.25 4 .19 4 . 19) 2 2 . 0 3 . 0( 6 . 3 . 1 2 = +=ss 綜合國外有關標準和法規(guī)：進行制動效能試驗時的制動減速度a，載貨汽車 應為 3.46.5 m/s2；相應的最大制動距離 t s：貨車為115/15 . 0 2 vvst+=，式中 第一項為反應距離；第二項為制動距離， t s單位為 m；v單位為 m/s。 代入數(shù)據(jù)得： 22 0.15/1150.15 18.1 18.1 /115 t svv=+=+=6.62m 顯然，s t s，故本設計符合要求。 3.3 同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率率計算計算 由式(3-12)可表達為 1 2 1 u u f f = (3-14) 上式在圖 3-3 中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，是汽車實 際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖 3-6 中線與 i 曲線交于 b 點， b 點處的附著系數(shù)= 0 ,則稱 0 為同步附著系數(shù)。 同步附著系數(shù)的計算公式是： 0 3.65 0.52 1.16 0.86 0.85 g lb h = （3-15） 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(shù)等于同步附 著系數(shù) 0 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，可能有以下情況： (1)當 0 ，線位于 i 曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā) 生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)當 0 =，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去 轉向能力。 將以下數(shù)據(jù) 汽車的重力 g=6800kg.軸距 l=3650mm，質心距前軸 a=2490mm,質心距后軸 b=1160mm.地面附著系數(shù)錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。 。 代入式（3-15） ，得 1 2243.07 0.52 4313.60 u u f f = 把值代入式(3-12)得： tan= 1 2 1 u u f f =1.168；=49.43 為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在 即將出現(xiàn)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(chǎn)生的最高 減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù) 0 的路面上制動(前、后車輪同時抱死) 時，其制動減速度為 du dt =qg= 0 g，即z= 0 ，z為制動強度。而在其他附著系 數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度z=z（滿足要求） 根據(jù)所定的同步附著系數(shù) 0 ，由式（3-9）及式（3-12）得 0g bh l + = （3- 17） 0 1 g ah l = （3-18） 進而求得 1 0 ()xbxb g g ffgqbh q l =+ （3-19） 2 0 (1)(1)()xbxb g g ffgqah q l = （3-20） 當= 0 時： 1 1xbff=， 2 2xbff=，故xbfg=，z=；=1 當 0 時：可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即 2 2xb ff=。由式（3-6） 、式（3-7） 、式（3-12）和式（3-14）得 2 20 6800 9.8 1.16 0.7 422747.5 ()1.16(0.850.7) 0.80 xb g gl fn lh = + （3-24） 2 20 1.16 0.7 0.63 ()1.16(0.850.7) 0.80 g l q lh = + （3-25） 2 20 1.16 0.91 ()1.16(0.850.7) 0.80 g l lh = + （3-26） 本設計中汽車的值恒定，其 0 值小于可能遇到的最大附著系數(shù)，使其在 常遇附著系數(shù)范圍內不致過低。在 0 的良好路面上緊急制動時，總是后輪 先抱死。 3.4 制動器的制動器的最大最大制動力制動力矩矩 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1zf,2zf成正比。由式(3-10)可知，雙軸汽車前、后車輪 附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 11 0 2 20 uz g z ug bh ff ffah + = （3-27） 式中：a,b汽車質心離前、后軸距離； 0 同步附著系數(shù)； g h汽車質心高度。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 11uue tf r= （3-28） 22 e uu tf r= 式中：1uf前軸制動器的制動力，1 1 z u ff =； 2uf后軸制動器的制動力，2 2 z u ff =； 1zf作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2zf作用于后軸車輪上的地面法向反力； e r 車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù) 0 值 的汽車，為了保證在 0 的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前 軸先后抱死滑移（此時制動強度z=） ，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大 制動力力矩為 1 1max ()z uege g tfrbhr l =+ （3-29） 2max1max 1 uu tt = （3-30） 對于選取較大 0 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 0 時，相應的極限制動強度z 的緣故， 式中的er為車輪的有效半徑） ， 并保證在下坡路上能停駐的坡 度不小于法規(guī)規(guī)定值。 中央駐車制動器的制動力矩上限值為0sin/aem gri，0i為后驅動橋的主減速 比。 設計中，此重型貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 0.72490 arctan27.9 36500.7 750 a = 重型貨車在上坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 0.7 2490 arctan23.4 36500.7 750 a = + 5.2 中央中央制動器的計算制動器的計算 設計中中央制動器選取帶式。帶式中央制動器曾作為中，重型汽車及拖拉機 的應急制動裝置和駐車制動裝置，裝在汽車變速器的第二軸上，其主要缺點是發(fā) 生油污染（固裝在發(fā)動機及變速器之后） ，極低的熱容量以及需要大的支撐力等， 故在現(xiàn)代汽車上很少采用。 圖 5-2帶式中央制動器的一般結構 對于圖 5-2 所示的帶式制動器，其平衡條件為 = = = fas d e p p fpp lplppl 2 1 21 2211 0 （5-6） 式中：p輸入力，n； 1 p， 2 p