重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計【5張CAD圖紙+文檔全套】

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75廢氣排放性，并它在兩個領域得以體現(xiàn)。第一個領域是利用引擎控制策略和先進的清潔燃燒方式確認發(fā)動機的排放。這個項目專利性和先進性的燃燒技術在顯著減少發(fā)動機排放的同時，對燃油經(jīng)濟性有重大的影響，事實上，對瞬態(tài)燃油經(jīng)濟性有比較大的影響。 圖3 ：輕型卡車/越野車平臺綜合排放削減路線 如果這個發(fā)動機外排放是確定的，那么第二個目標就確定了：這個先進發(fā)動機控制策略的綜合性是通過排氣管排放通過后處理顯示出來的。發(fā)動機外排放的目標是在第2級10個等級，然后逐年下降非常接近第2級的9級水平，這是有針對性的，其最終目標是達到2級的5級的最終的目標。 在2002DEER會議[5]，初步的結果被顯示發(fā)動機在第2級的10水平且沒有后處理的外排放 。這有重要意義，因為它在取得了非常低的發(fā)動機排放的同時保持了非常高的燃油經(jīng)濟性，比以汽油機作動力的車高出50%。加入催化的煙塵過濾器，尿素為基礎的可控硅技術和相關的管制措施，氮氧化物和粉塵減少，并且在FTP-75無任何氨滑移的情況下實現(xiàn)第2級6水平的排放。同汽油機相比，這種排放效益要高45%。 自2002年DEER會議以來，發(fā)動機外排放有了很大的提高，如圖4所示。非常接近第2級9水平的排放，在沒有活躍的氮氧化物后處理情況下實現(xiàn)。氮氧化物的? 0.3克每英里很低的微粒。這超過了在初期階段的計劃路線確立的目標。通過以SCR技術為基礎添加到發(fā)動機中，F(xiàn)TP-75實現(xiàn)了第2類第3級排放 ，同時與汽油機相比，燃油效益高出40%。再次，這些排放水平是在FPT-5周期無任何氨滑移的情況下取得的。此外， US06水平也是第2級排放水平在利用催化的煙塵過濾器和以汽油為基礎的SCR技術的情況下取得的。 圖4 ： NOx還原經(jīng)燃燒和后處理發(fā)展輕型卡車/越野車平臺 將氮氧化物減少原因的歸類，可分為由于燃燒或者發(fā)動機不同，以及通過比較FTP-75汽車的外氮氧化物排放量和FTP-75發(fā)動機的外排放量對后處理綜合性能的影響是用以顯示這項先進技術的好處一種方法。在FTP-75放入循環(huán)中，后處理效率通常在80%-95%。對于低溫的FTP-75循環(huán)來說，這些是相當高水平的氮氧化物減少量。這個項目顯示，去年，通過進一步利用清潔燃燒技術，提升檢查和控制策略，發(fā)動機氮氧化物外排量有了顯著的降低。發(fā)動機氮氧化物外排量減少了一半以上。而且，F(xiàn)TP-75循環(huán)氮氧化物排放減少技術有意義的提高表現(xiàn)在從去年的85%上升到今年的90%。這是通過充分開發(fā)控制系統(tǒng)和先進的復合模式燃燒的潛能實現(xiàn)的。這些充分表現(xiàn)了先進的發(fā)動機和后處理綜合技術，這些是這些技術和項目內(nèi)在的要求，尤其當你考慮從模擬反復開始，經(jīng)過穩(wěn)態(tài)，瞬態(tài)發(fā)動機，最終到達汽車使用階段。我們經(jīng)歷的那種循環(huán)越多，我們就越能通過發(fā)動機設計，發(fā)動機控制和先進的潛能將后處理與發(fā)動機結合。 圖5 ： NOx還原經(jīng)燃燒和后處理的發(fā)展輕型卡車/越野車平臺 而實現(xiàn)第二級，尤其當破壞傳統(tǒng)的NOx折衷方案曲線時，找出這種氮氧化物權衡曲線仍然停留在上述每個單獨的轉(zhuǎn)折點顯得很重要。氮氧化物/燃油經(jīng)濟性權衡曲線仍然以同樣的方式存在。我們可以在曲線上標出氮氧化物從7級到3級的變化情況，以顯示出：當?shù)趸餃p少時FTP-75的燃油經(jīng)濟性也減少到同樣的水平。內(nèi)在的燃油經(jīng)濟復蘇潛力的確認是很重要的。在發(fā)展思路的每一步，燃油經(jīng)濟性下降的原因都被確認，并且記錄在下面的循環(huán)中。 因此，對于2002年第2級6級水平，F(xiàn)TP - 75 的燃油經(jīng)濟性為：輕型卡車每加侖行駛20英里。在2003年，雖然我們有燃油經(jīng)濟性和氮氧化物的綜合，但我們現(xiàn)在可以在沒加侖同樣里程數(shù)的情況下達到第2類第5級的水平。這表明在同樣的燃油經(jīng)濟性條件下，氮氧化物的排放量比以前減少了55%。反過來說，如果我們保持相同的氮氧化物，以2003年確定的排放標準，燃油經(jīng)濟性可以增長到?jīng)]加侖行駛20.5英里。或者，我們可以將氮氧化物的排放量有效的減少到第2類第3級標準，這相當于在燃油經(jīng)濟性減少最少的基礎上將氮氧化物排放量減少了70%以上。有這樣一個信息：經(jīng)過發(fā)動機不斷的發(fā)展，燃油經(jīng)濟性不斷的提高，因此進一步減少氮氧化物的排放量不會對燃油經(jīng)濟性產(chǎn)生多大不利的影響。如果我們把乘用車平臺作比較，這些結果可以被進一步說明，前面的結果已經(jīng)有所呈現(xiàn)。我們有和輕卡相類似的路線圖，區(qū)分兩種體制：一種是發(fā)動機具有氮氧化物外排和FTP-75粉末的，另一種是與瞄準第2類第5級的后處理系統(tǒng)相結合的。在這種情況下，發(fā)動機外輪廓在沒有后處理的情況下被提煉到一個更加清潔的水平：氮氧化物0.4g/mi和0.5g/mi。通過一個煙塵催化過濾器，F(xiàn)PT-75在沒有任何氮氧化物后處理的情況下實現(xiàn)了第2類第8級水平。以尿素為基礎的SCR技術的應用減少了V，并且氮氧化物和微粒達到第2類第3級水平，同時不存在氨滑移。這些結果顯示在表6中。 隨著發(fā)展思路的提升這個項目顯示了燃油經(jīng)濟性產(chǎn)生的重大進步，同時在燃油經(jīng)濟性不受損害的情況下氮氧化物排放量有初步降低。第2類第5級結果是在67mpg的混合經(jīng)濟，這是FTP-75和高速路燃油經(jīng)濟的結合。這清晰的顯示出當利用合成分析和實驗方法時，燃油經(jīng)濟如何得以提高。 圖6 ：客運車平臺的綜合排放削減路線 總結和結論 總之，這個項目利用綜合柴油機和具有含SCR系統(tǒng)的催化過濾器后處理及技術來說明輕卡SUV和乘用車平臺的第2類第3級排放。第2類用來說明超過US06循環(huán)的輕卡平臺和FTP-75結果。用同樣的汽車做測試，這比輕型汽油機卡車高出41%的燃油經(jīng)濟性。排放量的減少首先歸功于先進的燃燒技術，并且通過在沒有活躍的氮氧化物后處理的情況下實現(xiàn)第9級氮氧化物排放和PM水平實現(xiàn)的。尿素噴射控制策略是取得良好排放的首要原因，它在最大程度減小氨滑移的同時最大程度的減小了氮氧化物排放量。 同時，總的來說，短時間內(nèi)輕卡和乘用車實現(xiàn)第2類第3級排放的核心原因是綜合測試和分析的發(fā)展策略?？紤]到司機們都看重一項技術的商業(yè)潛能，要求發(fā)動機后處理綜合來降低后處理系統(tǒng)的復雜性就必須使這項技術有更大范圍的實用性。該項目發(fā)展的一個重大障礙是考慮到復合模式的燃燒策略，并且把尿素還原劑噴射策略和過濾器換代策略融合在一個ECU中，我們需要精密的控制技術。 這是我們需要一些必須的例如在15PPM水平以下的少硫燃料和SCR尿素還原劑。我們相信能在關鍵工作領域用尿素還原劑，而這又將為輕工作的發(fā)展奠定基礎。我們需要重點考慮的是第2類水平和測量技術的排放多樣性，后處理的有效壽命和設備多樣性，以及在預言長期排放中這兩者的結合起著重要作用。處理低排放發(fā)動機的結果時數(shù)據(jù)分析是很必要的。 最后，因資源有限，高風險和短期性，綜合分析和實驗方法有著重要有用，是絕對必要的。其最關鍵的是基礎的動力數(shù)據(jù)，因為它將這些數(shù)據(jù)與理論結合，并且將發(fā)動機與后處理技術結合。因此，暫態(tài)時的后處理設備對整合設備和進一步簡化它們起著重要作用。 致謝 我們真誠地感謝FreedomCar汽車技術研究室，以及DDC輕卡項目主任John Fairbanks和DDC后處理項目主任Ken Howden的支持。。 附錄B 大學 本科畢業(yè)設計開題報告 題 目 重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 指 導 教 師 院（系、部） 機械工程學院 專 業(yè) 班 級 學 號 姓 名 日 期 教務處印制 一、 選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀 1.選題的目的、意義: 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。行車制動系統(tǒng)用來保證汽車能夠迅速降低車速直至停車，它是關系到汽車運輸生產(chǎn)率和行車安全的重要系統(tǒng)。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)。 制動系統(tǒng)主要由供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動器及制動力調(diào)節(jié)裝置等組成。制動系統(tǒng)的分類：按制動能量傳輸方式來分類，制動系可分為機械式、液壓式、氣壓式、電磁式及上述二種以上組合式。以發(fā)動機的動力驅(qū)動空氣壓縮機作為制動器制動的唯一能源，而駕駛員的體力僅作為控制能源的制動系統(tǒng)稱之為氣壓制動系統(tǒng)。氣壓制動系統(tǒng)是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅(qū)動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質(zhì)量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。 2.研究現(xiàn)狀： 氣壓制動系是發(fā)展最早的一種動力制動系，其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓式的。在我國中重型貨車上廣泛采用，如一汽CAl091，東風EQl092、黃河JNll81等都采用的是氣壓動力制動系。中型五噸載貨車CAl091、EQl092在我國己生產(chǎn)幾十年，其零部件價格低廉，社會保有量大，配件易購，特別是EQl092系列在中南方有著廣泛的社會基礎。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、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，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件—繼動閥以及快放閥；管路工作壓力較低制動氣室的直徑大。因而目前制動氣室置于制動器之外，通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄。 二、研究方案及預期結果 （設計方案或論文主要研究內(nèi)容、主要解決的問題、理論、方法、技術路線及論文框架等） 1.主要研究內(nèi)容為： 隨著汽車行駛車速的不斷提高，對汽車制動性能的要求也越來越高。汽車的制動系統(tǒng)除了實現(xiàn)良好的制動性能外，還要盡可能地減小駕駛員的工作強度。因此，動力制動系統(tǒng)在汽車上得到了廣泛的應用。汽車的制動性是汽車主動安全性研究的重點內(nèi)容之一。本文主要內(nèi)容根據(jù)重型貨車的相關數(shù)據(jù)和特點對其氣壓制動系統(tǒng)結構進行設計。 2.主要解決的問題： 氣壓制動系統(tǒng)主要減輕了駕駛員的工作強度，提高了制動的穩(wěn)定性。 3.主要理論： 氣壓傳動與控制、汽車理論、結合機械相關知識進行計算與設計。 4.技術路線及方法： 首先了解氣壓制動系統(tǒng)的組成。 1)供能裝置——包括供給、調(diào)節(jié)制動所需能量以及改善傳能介質(zhì)狀態(tài)的各種部件。其中產(chǎn)生制動能量的部分稱為制動能源。人的肌體亦可作為制動能源。 2)控制裝置——包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的各種部件。 3)傳動裝置——包括將制動能量傳輸?shù)街苿悠鞯母鱾€部件。 4)制動器——產(chǎn)生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力(制動力)的部件，其中也包括輔助制動系中的緩速裝置。較為完善的制動系還具有制動力調(diào)節(jié)裝置以及報警裝置、壓力保護裝置等附加裝置。 其次：對氣壓制動驅(qū)動機構的設計計算。 1)制動氣室選擇計算。 2)儲氣罐的選擇計算。 3）空氣壓縮機的選擇。 4）制動閥與繼動閥的選擇與計算。 第三：制動器的設計與計算。 5.論文框架： 第一章：緒論 第二章：制動系統(tǒng)總體設計 第三章：制動器的設計與計算 第四章：氣壓驅(qū)動機構的設計與計算 第五章：技術經(jīng)濟性分析 第六章：結論部分 6.預期結果 氣壓制動可獲得較大的制動驅(qū)動力，駕駛員操作輕便可減輕駕駛員的工作強度，提高制動的穩(wěn)定性。 0號紙 2 張 說明書 1份20000字左右 翻譯外文資料 1篇 三、研究進度 第1~2周：畢業(yè)實習； 第3~4周：查閱分析資料，整理原始數(shù)據(jù)，確定設計步驟，并形成論文框架； 第5~6周：制動器、氣壓驅(qū)動機構的參數(shù)選擇與確定 第7~8周：氣壓驅(qū)動機構的設計與計算 第9~10周：制動器的設計與計算 第11~12周：整理計算結果繪制零件圖 第13~14周：繪制裝配圖，系統(tǒng)原理圖； 第15~16周：檢查前面的設計過程及數(shù)據(jù)，書寫說明書；對論文格式及文字進行檢查，確保無誤。 第17周：準備答辯 四、主要參考文獻 [1] 陳家瑞.汽車構造[M].第2版.北京：機械工業(yè)出版社，2005. [2] 劉惟信.汽車制動系統(tǒng)結構分析與設計計算[M].北京：清華大學出版社，2004.9 [3] 王文斌.氣壓傳動與控制[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007.2 [4] 尹 廷.氣壓制動系統(tǒng)在輕型載貨車上的應用研究[D].天津：天津大學研究生院，2005.6 [5] 何宇平 汽車制動性能的研究[J].北京：北京理工大學學報 1995(4) [6] 王望予.汽車設計[M].第4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [7] 孫博泉.蹄式制動器設計計算表[J].汽車技術,2006.08.10：75-80 [8] 余志生.汽車理論[M] .第4版.北京：機械工業(yè)出版社，2006.5 [9] 周 珂.蹄式制動器的計算[J].建筑機械2006.10.17：19-23. [10]方泳龍.汽車制動理論[M].北京：國防工業(yè)出版社.2005, [11]齊志鵬.汽車制動系統(tǒng)的結構原理與檢修[M].北京：人民郵電出版社，2002 五、指導教師意見 指導教師簽字： 5 摘要 汽車制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。汽車的制動性是汽車主動安全性研究的重點內(nèi)容之一。隨著汽車行駛車速的不斷提高，對汽車制動性能的要求也越來越高。汽車的制動系統(tǒng)除了實現(xiàn)良好的制動性能外，還要盡可能地減小駕駛員的工作強度。因此，動力制動系統(tǒng)在汽車上得到了廣泛的應用。 氣壓動力制動是最常見的動力制動系統(tǒng)，多用于中重型汽車。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。本文以一種重型貨車為研究對象，通過理論分析和計算對其氣壓制動系統(tǒng)結構進行設計。 關鍵詞：氣壓制動；制動性；重型貨車；傳動裝置； I ABSTRACT Automobile brake system function is to reduce the speed of cars to slow down and drive right up to parking,When traveling downhill, so that the stability of vehicle speed to maintain proper To make reliable cars parked in the ramp or in situ. The brake performance iS one of the most important safe performances for the automobile．With the increase of running speed of the vehicle；the requirements to the brake performance are getting more and more strict．Besides the good brake performance，the brake system of the automobile is required to reduce the pedal force of the driver．Therefore，the power servo brake system has made a great development in the automobile． The barometric brake system is the most familiar power servo brake system．The barometric brake system is the first development of a dynamic braking system. Its energy supply all equipment and gear-type pressure Most of the control device is a brake pedal and the brake and other institutions formed the original, Also some in the brake pedal between institutions and also in series with hydraulic control gear. In this paper, the application of a kind of heavy goods vehicles, Through theoretical analysis and calculation of the structure of its air brake system design. Key words；barometric brake syste;rake performance;heavy-duty truck; Drive Equipment; 1緒論 1 1.1制動系的作用 1 1.2氣壓制動系的研究現(xiàn)狀 2 2制動系的總體設計 3 2.1制動系統(tǒng)設計要求 3 2.2制動系參數(shù)的選擇 4 2.3汽車總質(zhì)量 4 2.4制動力與制動力分配系數(shù) 4 2.5制動器最大制動力矩 9 3制動器的設計與計算 12 3.1鼓式制動器的主要參數(shù) 13 3.1.1制動鼓內(nèi)徑 13 3.1.2摩擦襯片寬度b及包角 14 3.1.3摩擦襯片起始角0 15 3.1.4制動蹄支撐點位置坐標a和c 15 3.1.5制動器中心到張開力F0作用線的距離e 15 3.1.6摩擦襯片的型號及摩擦系數(shù) 15 3.2鼓式制動器的計算 15 3.2.1計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 15 3.2.2 計算蹄片上的制動力矩 16 3.2.3檢查制動蹄有無自鎖 18 3.3 襯片磨損特性的計算 19 3.3.1比能量耗散率（單位功負荷、能量負荷） 19 3.3.2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力f0 (比摩擦力) 20 3.3.3駐車制動計算 21 3.4制動鼓主要零部件的結構設計 21 3.4.1 制動鼓 21 3.4.2 制動蹄 22 3.4.3 制動底板 23 3.4.4 凸輪式張開機構 23 3.4.5 摩擦材料 23 3.4.6 支承 24 4氣壓制動驅(qū)動機構的設計計算 25 4.1制動氣室 26 4.2貯氣罐 28 4.3空氣壓縮機 30 5技術經(jīng)濟性分析 31 6總結 33 致謝 34 參考文獻 35 附錄A 36 附錄B 44 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1緒論 1.1制動系的作用 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(qū)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(qū)動機構而不用液壓或氣壓驅(qū)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(zhì)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(qū)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(qū)動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅(qū)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(zhì)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(qū)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(qū)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(qū)動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性 1.2氣壓制動系的研究現(xiàn)狀 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(qū)動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)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(zhì)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(0.3～0.9s),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0.5～0.7MPa),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(qū)動制動蹄,使非簧載質(zhì)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)。 2制動系的總體設計 2.1制動系統(tǒng)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(qū)動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅(qū)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(qū)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?，最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn)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(diào)。 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(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動、汽車轉(zhuǎn)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(qū)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制動系參數(shù)的選擇 貨車的主要參數(shù) 長寬高（mm）799024652958 軸 距（mm） 4600 質(zhì)心距前軸（mm）3000 質(zhì)心距前軸（mm）1600 前 輪 距（mm） 2022 后 輪 距（mm） 1830 最小離地間隙（mm）186 整車整備質(zhì)量（kg）6900 最大裝載質(zhì)量（kg）16000 前滿載軸荷分配（KG）6200 后滿載軸荷分配（KG）11400 最 高 車 速（km/h）120 質(zhì)心高度 (mm) 空載 643mm 滿載 1200mm 2.3汽車總質(zhì)量 汽車的總質(zhì)量是指整備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客貨時的汽車質(zhì)量： =6900+9100 =16000Kg 2.4制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，如果忽略路面對車露的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，，其力矩平衡方程為： ………………………………（2-1） == 式中： ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向反力，； ——地面作用于車輪上的制動力，即地面與車輪之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向反力，N ； ——車輪有效半徑，m ；選為約為0.49m。 令 ………………………………（2-2） 并稱之為制動器制動力，他是在車輪周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因為又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大時，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力即 或 式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z——地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當制動到以后，地面制動力達到附著力值后就不在增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。 圖2—1 制動力與蹋板力FP關系 Figure 2-1 Braking force and ta board strength FP relations 直至20世紀50年代，當時道路條件還不是很好，汽車行駛速度也不是很高，后輪抱死側滑的后果也不是顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴重，因此往往將值定的較低，即處于常附著系數(shù)范圍的中間較偏區(qū)段。但當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會調(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢滿載時的同步附著系數(shù)，貨車取。 當時，，,利用率最高。 汽車減速度為：=0.59.8=4.9， 即, ——制動強度 附著系數(shù)利用率（或附著力利用率）來表達，可定義為 式中 ——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——制動強度； 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為： ………………………（2-3） ……………………（2-4） 式中：G——汽車所受重力 L——汽車軸距 L——汽車質(zhì)心離前軸距離 L——汽車質(zhì)心離后軸距離 ——汽車質(zhì)心高度 g——重力加速度 ——汽車制動減速度m/s 汽車總的地面制動力為： 式中——前軸車輪的地面制動力 ——后軸車輪的地面制動力 由上面兩式可求得前后軸車輪附著力為： 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任一確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 3）前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是（3）情況的附著條件利用得最好。 由上式中不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： 式中：——前軸車輪的制動器制動力 ——后軸車輪的制動器制動力 ——前軸車輪的地面制動力 ——后軸車輪的地面制動力 、——地面對前后軸車輪的法向反力 G——汽車所受重力 、——汽車質(zhì)心離前后軸距離 ——汽車質(zhì)心高度 由上式可知，前后輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數(shù)。 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖 圖2—2載貨汽車的Ⅰ曲線與β線 Figure 2-2 TruckⅠCurve and beta line 如圖，如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，都能是前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比為一定值，并以前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)： 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周緣力，因此又可通稱為制動力分配系數(shù)。 前面已分別給出了制動強度q和附著系數(shù)利用率根據(jù)所選定的同步附著系數(shù)求得： ………………………………（2-5） 1-= 進而求得： 當時，，，故 ，q=， 當=0.4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，即由上面的式得： ……………………（2-6） q= 當，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，即有上面的式得： ……………………（2-7） q= 對于值恒定的汽車，為使其在常遇到附著系數(shù)范圍內(nèi)不致過低，其值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 2.5制動器最大制動力矩 為了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(zhì)量被完全利用的條件下獲得的。這時制動力與地面作用車輪的法向力成正比雙軸汽車前、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： ………………………………（2-8） 式中：L，L——汽車質(zhì)心離前后軸的距離 ——同步附著系數(shù) h——汽車質(zhì)心高度 通常上式的比值：轎車約為：1.3-1.6，貨車約為：0.5-0.7 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 ……………………………（2-9） …………………………（2-10） 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)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為： ………………………………（2-11） = =23251 ……………………………（2-12） = =26219 對選取較大值的各類汽車，則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的最大制動力矩為 ………………………………（2-13） = =22849.2 ………………………………（2-14） = =20262.5 式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù) q——制動強度 r——車輪有效半徑 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為上列公式計算結果的半值。 3制動器的設計與計算 制動器是制動系統(tǒng)中用以產(chǎn)生阻礙車輛運動或運動趨勢的力的部件，后一提法適用于駐車制動器。一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低．同時依靠車輪與路面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力，以使汽車減速。 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。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，但因成本高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車商上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦作用產(chǎn)生制動力矩的制動器動器，都稱為摩擦制動器。行車制動、駐車制動及第二（或應急）制動系統(tǒng)所用的制動器．幾乎都屬于摩擦制動器。 摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。 旋轉(zhuǎn)元件同裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別直接作用于兩側車輪上的制動器，稱為車輪制動器。旋轉(zhuǎn)元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸上．其制動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋再分配到兩側車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動(或應急制動)和駐車制動的。中央制動器一股只用于駐車制動和緩速制動。 鼓式制動器又分為多種形式：領從蹄式、單向雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式和雙向增力式等結構形式的制動器。領從蹄式制動器主要由制動鼓、制動蹄、和驅(qū)動裝置組成，蹄片裝在制動鼓內(nèi)，結構緊湊，密封容易。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、倒退行使的制動效果不變；結構簡單成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。從而廣泛應用于中、重型貨車前后輪及轎車后輪制動器。 盤式制動器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件是以端面工作的金屬盤，此圓盤稱為制動盤。其固定元件則有多種結構形式，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2~4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，因其制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接觸，故該類制動器稱為全盤式制動器。 3.1　鼓式制動器的主要參數(shù) 汽車類別選用乘用車，汽車的總質(zhì)量m為1.6t、汽車質(zhì)心高度h=1.2m、軸距L=4.6m、汽車質(zhì)心離前軸距離l=3.0m、汽車質(zhì)心離后軸距離l=1.6m其它幾何參數(shù)如圖3-1 圖3-1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) Fig3-1 The main geometric parameters of drum brakes 3.1.1制動鼓內(nèi)徑 輸入力F一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強，但D的增大受輪輞內(nèi)徑限制。而且D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑D的尺寸，另外制動鼓直徑D與輪輞直徑D之比的一般范圍為： 轎車：D/ D=0.64-0.74 貨車：D/ D=0.70-0.83 轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm。對于深槽輪輞由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小得多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小應予注意。設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑如表3-1[13] 表3-1 制動鼓最大內(nèi)徑 Tablet .3-1 The largest diameter brake drum 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20，22.5 制動鼓最大內(nèi)徑/mm 轎車 180 200 240 260 - - 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓內(nèi)徑尺寸應符合QC/T 309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定。 由上述表格和輪胎標準初選制動鼓內(nèi)徑410mm 3.1.2摩擦襯片寬度b及包角 制動鼓半徑R既定后。摩擦襯片寬b和包角便決定了襯片的摩擦面積A，而A=Rb，制動蹄各蹄總的摩擦面積越大則單位壓力愈小從而磨損特性愈好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如表3-2[2] 表3-2 摩擦襯片面積 Tablet .3-2 Friction lining area 汽車類別 汽車總重力G/KN 單個制動器的襯片摩擦面積A/cm 轎車 9-15 15-25 100-200 200-300 貨車 10-15 15-25 25-35 35-70 70-120 120-170 100-200 150-250 250-400 300-650 550-1000 600-1500 由根據(jù)表2-2選取對于車總質(zhì)量m=12t-17t時，A=600-1500 cm 制動鼓半徑R=D/2=410/2=205mm確定后，襯片的摩擦面積為A=Rb 初選=100°初選A=1400/2=700cm2 則b= A/R=200.6mm，根據(jù)ZBT24005—89選取b=210mm 3.1.3摩擦襯片起始角β0 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令β0=100°-β/2=100°-100°/2=50° 3.1.4　制動蹄支撐點位置坐標a和c 應在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小。初步設計選a=0.8R=164mm, c=40mm 3.1.5　制動器中心到張開力F0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。初步設計時暫定e=0.8R=164mm 3.1.6　摩擦襯片的型號及摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)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。摩擦襯片的型號及性能如表3-3[3] 表3-3內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 Tablet.3-3 Shoe brake linings Model Properties and Applications 產(chǎn)品規(guī)格 摩擦系數(shù) 硬度 （HBS） 適用范圍 SY-1107 0.39-0.45 20-50 主要用于轎車等輕負荷車 SY0204 0.36-0.42 20-50 主要用于中型載重汽車 SY-9002 0.38-0.43 20-50 主要用于重型載貨汽車 由表3-3選取SY-1107規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為0.4 3.2鼓式制動器的計算 3.2.1　計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 除摩擦片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支撐也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小而忽略不計。 如圖3-2。蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支撐銷轉(zhuǎn)動dr角，由于dr角很小，可認為∠A1B1B1′=90°，所以摩擦襯片表面的徑向變形為 δ1=B1C1=A1B1Sin r1dr OA1≈OB1=R A1B1/Sin α=R/Sin r δ1= R Sin αdr 由此公式課看出蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。 圖3-2制動蹄片受力分析圖 Fig3-2 Brake shoe stress analysis 3.2.2 計算蹄片上的制動力矩 制動轉(zhuǎn)矩目前一般采用效能因數(shù)法或分析圖解法計算，本書采用效能因數(shù)法計算。為此必需先求出制動蹄的效能因數(shù)，而后求制動力矩。設制動蹄的制動力矩和效能因數(shù)分別為T和Kt，輸入張開力F，制動鼓半徑為R，則 [3] ………………………………………（3-1） 效能因數(shù)是單位為1的系數(shù)。對于一定結構型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉(zhuǎn)向，制動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（即這些參數(shù)與R之比）以及摩擦系數(shù)，該蹄的即可確定。然后根據(jù)既定的F和R值求T。 （1）領蹄 假定蹄鼓之間的單位壓力是沿周向均勻分布的，這一假定與實際情況相差較遠，據(jù)此算出的制動力矩較實際數(shù)值大，根據(jù)上面的分析計算可知，蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，根據(jù)數(shù)學推導得領蹄效能因數(shù)為 …………………………（3-2） 式中 ° ° ° ° 將以上所計算得到的數(shù)值代入式（3-2）中可得出 （2）從蹄制動效能因數(shù)，其公式為 …………………………（3-3） 式中 ° ° ° o 代入公式（3-3） 前面已經(jīng)分析領從蹄中頂端推力F1=F2，則可得 對于凸輪張開機構，張開力F： ………………………………（3-4） 有前面所算數(shù)據(jù)所得T代入公式（3-4）中，便可得到F值為16320N。汽車制動力總和F與整車質(zhì)量m的百分比： 則可知該制動力符合標準。 根據(jù)以上計算后得到的值，F(xiàn)值，以及已知的R值代入公式（3-1）中，最終到： 3.2.3檢查制動蹄有無自鎖 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。 如果f ﹤c′cosδ1 /(R1- c′Sinδ1) 就不會自鎖。 f=0.4 c′== 摩擦力的作用半徑 =229.6mm 式中 127o o 所以制動器不會自鎖，合格。 3.3 襯片磨損特性的計算 摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯計(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響。因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制功器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制功時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中。而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因面有必要用一種相對的量作為評價能員負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每單仿時間耗散的能量。通常所用的計量單位為。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。 3.3.1比能量耗散率（單位功負荷、能量負荷） 雙軸汽車單個后輪制動器比能量耗散率為 e2=δma ( v12 - v22 )×(1-β)/4tA2 …………………………（3-5） 其中： ma為汽車總質(zhì)量（t），初選乘用車18t δ為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動停車時v2=0，認為δ=1 v1為制動初速度，對于總質(zhì)量3.5t以上的貨車v1=65Km/h(18m/s) j為制動減速度，計算時一般取j=0.6g m/s2 j=du/dt A2為后制動器襯片的摩擦面積 t為制動時間，t=(v1-v2) / j =(18-0)/0.6g=3.07 s β為制動力分配系數(shù)，β=Ff1/( Ff1+Ff2) 前軸車輪的制動器制動力 Ff1=∮Z1 后軸車輪的制動器制動力 Ff2=∮Z2 取 軸距L=4.6m 質(zhì)心高度hg=1.2m 汽車質(zhì)心離前軸距離L1=3.0m 汽車質(zhì)心離后軸距離L2=1.6m 附著系數(shù)∮=0.7（見表3-4） 表3-4路面狀況與附著系數(shù)對應表 Tablet 3-4. Pavement behavior and coefficient of adhesion correspondence table 路面狀態(tài) 附著系數(shù)∮ 干燥水泥路面 0.7～1.0 潮濕水泥路面 0.4～0.6 Ff1=∮Z1 =∮G(L2+hgj/g)/L =0.7×16000×9.8×(1.6+1.2×0.6×9.8/9.8)/4.6=55357 N Ff2=∮Z2 =∮G(L1-hgj/g)/L =0.7×16000×9.8×(3.0-1.2×0.6×9.8/9.8)/4.6 =54402 N β=55357/(55357+54402)=0.51 e2=1×16000× (182-0)×(1-0.51)/(4×3.07×140000) =1.47W/mm2﹤1.8 W/mm2 合格。 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8W/ mm為宜[2]。 3.3.2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力f0 (比摩擦力) 單個車輪制動器的比摩擦力為： Ff0 …………………………（3-6） 式中：Tf——單個制動器的制動力矩 R——制動鼓半徑 A——單個制動器的襯片摩擦面積 由前面計算Tf=20262×0.5=10131 R=205mm A=120000mm 代入式得Ff0=0.42N/mm2<0.48N/mm2 3.3.3駐車制動計算 圖3-3為汽車在上坡路上停駐時的受力情況: 圖3-3汽車在上坡路上停駐時受力分析 Fig3-3. Stress Analysis of the ascent vehicle docked 上、下坡時可能停駐的極限坡路傾角為: α=arc tan∮L1/(L-∮hg) = arc tan[0.7×1.6/(4.6-0.7×1.2)] =16.5° α′= arc tan∮L1/(L+∮hg) = arc tan[0.7×1.2/(3.0+0.7×0.6)] =12.3° 經(jīng)過計算α與α′都不小于16%~20%， 合格。 3.4制動鼓主要零部件的結構設計 3.4.1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大量的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應于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。 中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓；在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓間的單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的布圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也常加鑄一些軸向肋條以提高其散熱性能。也有在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合構成制動鼓。 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，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的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其散熱件能。 制動鼓相對于輪轂的對中是以某一直徑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(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15Ncm-20Ncm；對貨車為30Ncm-40Ncm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由11mm增至20mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm-12mm；中、重型載貨汽車為13mm-18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。 本車選用HT200鑄造制動鼓 3.4.2 制動蹄 轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓——焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向曹，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片于制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm-5mm；貨車的約為5mm-8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm-5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 本車制動蹄HT200鑄造 3.4.3 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，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 3.4.4 凸輪式張開機構 凸輪式張開機構的凸輪及其軸是由45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經(jīng)高頻淬火處理。凸輪及其軸是由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由45號鋼制造并高頻淬火。 3.4.5 摩擦材料 摩擦材料的基本要求： 1）摩擦系數(shù)高而穩(wěn)定。一般摩擦材料的摩擦系數(shù)，都隨溫度、壓力、相對滑動速度、工作表面的清潔程度而變化，其中溫度影響尤為顯著。 2）耐磨性好。 3）有一定的機械強度和良好的工藝性。 4）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能。 5）容許比壓力大及不傷制動輪。 當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調(diào)整摩擦性能的填充刑(出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)勺噪聲消除別(主要成分為石墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差．故應佐按襯片或襯塊規(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及其他性能。無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。若金屬纖維和粉末的含量在40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在美、歐各國廣泛用于轎車的盤式制動器上，已成為制動摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占總質(zhì)量的60%-80%），摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 3.4.6 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(diào)。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 40018)偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好件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止確安裝位置，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(diào)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。 4氣壓制動驅(qū)動機構的設計計算 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(0.3～0.9s),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0.5～0.7MPa),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(qū)動制動蹄,使非簧載質(zhì)量增大;另外,制動氣室排氣時也有較大噪聲。圖4-1為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。 圖4-1氣壓雙回路制動系示意圖 Fig4-1.Schematic diagram of dual-circuit brake system pressure 1—氣喇叭；2—氣喇叭開關；3—氣壓調(diào)節(jié)閥；4—前制動器室；5—雙針氣壓表；6—主儲氣筒（供后制動器）；7—放水閥；8—低壓報警器；9—取氣閥；10—儲氣筒單向閥；11—主儲氣筒（供前制動器）；12—快放閥；13—后制動器室；14—連接頭；15—掛車分離開關；17—梭閥；18—安全閥；19—濕儲氣筒；20—并列雙腔制動閥；21—單缸空氣壓縮機 此制動系統(tǒng)中，它備有兩個主儲氣筒11和6。單缸空氣壓縮機21輸出的壓縮空氣首先經(jīng)儲氣筒單向閥9進入濕儲氣筒并進行油水分離，然后分為兩個回路：一個回路經(jīng)主儲氣筒11及并列雙腔制動閥20的后腔，通向前制動器室4；另一回路經(jīng)主儲氣筒6及并列雙腔制動閥20的前腔和快放閥12，通向后制動氣室13。當其中一個回路因故障而失效時，另一回路可繼續(xù)工作，以使汽車保持有一定的制動能力，因此也提高了汽車的行駛安全性。然而，絕不應如此僅利用一個制動回路長時間行車，以免發(fā)生意外。 其中，空氣壓縮機以壓力達到1.0Mpa的壓縮空氣向貯氣罐充氣但由調(diào)壓器調(diào)定的貯氣罐壓力，一般為0.67—0.73Mpa 而安全閥限定的貯氣罐最高壓力則為0.9Mpa左右。為了在空氣壓縮機停止工作的時間內(nèi)仍能保證制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸以及汽車上的其他氣動裝置正常工作，在計算時可取工作氣壓為0.6Mpa，貯氣罐有也應有較大的容積儲備。為了減少氣壓制動系統(tǒng)尤其是貯氣罐的體積和質(zhì)量，個別車型也有采用貯氣罐壓力達1.8Mpa、工作壓力達0.9Mpa的高壓氣制動系統(tǒng)的。 氣壓系統(tǒng)設計首先要解決好空氣壓縮機、貯氣罐等壓縮空氣的供給裝置與制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸等氣壓使用裝置間的合理匹配。為此，就要進行初步的設計計算。 4.1制動氣室 制動氣室有膜片和活塞式兩種。膜片式的結構簡單，對室壁的加工要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的形成較小，膜片壽命也不及活塞式的。活塞式制動氣室的行程較長，推力一定，但有摩擦損失。 制動氣室輸出的推桿推力Q應保證制動器制動蹄所需的張力。例如，當采用非平衡式凸輪張開裝置時，兩蹄的張開力與制動氣室輸出的推力Q之間的關系可由下式 Q=[13]= 8705N …………………………（4-1） 式中:a/2-P1P2對凸輪中心的力臂； h-Q力對凸輪軸線的力臂。 根據(jù)凸輪形狀的不同，a和h可能會隨凸輪轉(zhuǎn)角而變化a取30mm，h取328mm。 為了輸出推力Q,則制動氣室的工作面積應為 A==cm2 …………………………（4-2） 式中：p-制動氣室的工作壓力。 對于活塞式制動氣室： A= 式中:D-活塞或氣缸直徑。 對于膜片式制動氣室，膜片的有效承壓面積可按下式近似地計算： A=[13] …………………………（4-3） =cm2 式中:D-制動氣室殼體夾持膜片處的內(nèi)徑：D=155mm d-膜片夾盤直徑:d=120mm D和d由表4-1[15]選取,重型貨車初選型號為24 表4-1膜片式制動氣室的參數(shù) Tablet. Diaphragm brake chamber parameters 型號 D （mm） d （mm） d/D 沖壓殼體壁厚（mm） 卡箍壁厚（mm） 推桿最大行程（mm） 16 128 100 0.781 3.0 2.5 45 24 155 120 0.775 3.0 2.5 57 30 176 133 0.756 3.0 3.0 60 若已知制動蹄端部行程及制動凸輪輪廓幾何參數(shù)，便于求出制動時所需的凸輪轉(zhuǎn)角，并據(jù)以求得尺寸a與h，于是制動氣室推桿行程為 = …………………………（4-4） 式中-行程儲備系數(shù)，其中還考慮了摩擦襯片容許磨損量的影響。對于在使用過程中推桿行程不變的剛性中間傳動機構，取=1.2-1.4；對于帶有摩擦副的中間傳動機構，則=2.2-2.4或更大些。這里取=2.3。代入式： ==[15]<55mm符合要求 制動氣室的工作容積可按下式計算： 膜片式： =A= …………………………（4-5） = 膜片式的用兩倍行程計算