重型汽車制動器設計【優(yōu)秀機械畢業(yè)設計論文】
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江蘇
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重型汽車
制動器
設計
優(yōu)秀
優(yōu)良
機械
畢業(yè)設計
論文
- 資源描述：
-
文檔包括:
說明書一份。53頁，21000字。
開題報告一份。
外文翻譯一份。
圖紙共3張，如下所示
A0-制動器裝配圖.dwg
A0-制動系統(tǒng)總成.dwg
A1-制動鼓.dwg
- 內容簡介：
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I 重型自卸汽車設計（制動系設計） 摘 要 本次我們設計的課題是 64的任務是負責汽車的制動系的設計。該制動系統(tǒng)的主要用途是使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡的汽車速度保持平穩(wěn)，以及使已停駛的汽車保持不動。 本次設計的制動系主要設計方案包含行車制動系統(tǒng)與駐車制動系統(tǒng)兩套系統(tǒng)。結構形式方面選用凸輪驅動領從蹄式制動器。采用雙回路氣力驅動制動系統(tǒng)。前制動氣室采用膜片式制動氣室，后制動氣室采用復合式制動氣室。行車 制動系統(tǒng)作用在前、后輪上。駐車制動系統(tǒng)為放氣制動式，作用于中、后輪上，用手制動閥操縱。當 行車制動失效時，駐車制動可做緊急制動用。 本次制動系的設計在工作過程中安全可靠，在初速為 30km/車坡度大于 35%，制動輕便等都滿足了設計要求；而且在任何速度下制動時，汽車都不喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系都通過傳感器傳遞信號對駕駛員給于音響或光信號等報警提示。從而提高行車安全性。 關鍵詞 :制動系，制動蹄，氣力驅動，凸輪 F F he of 4T is of My is s is to in or of to to of in in of to a of on in by a. to in of in 0km/h of 0m, is 5% of so in do of of of to to or in So as to 錄 第一章 緒論 . - 1 - 課題的目的和意義 . - 1 - 車制動系在國內外的研究狀況及發(fā)展趨勢 . - 1 - 式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀 . - 2 - 究重點 . - 3 - 第二章 汽車總體參數的選擇及計算 . - 4 - . - 4 - 數 . - 4 - 動形式 . - 4 - 置形式 . - 4 - . - 5 - 量系數 . - 5 - 車總質量 . - 5 - 荷分配 . - 5 - . - 6 - 心高度 . - 6 - 距 . - 6 - 第三章 制動器的結構型式及要求 . - 7 - . - 8 - 從蹄式制動器 . - 10 - 向雙領蹄式制動器 . - 13 - 向雙領蹄式制動器 . - 14 - 從蹄式制動器 . - 15 - 向增力式制動器 . - 15 - 向增力式制動器 . - 16 - . - 17 - 第四章 理想制動力及其分配 . - 17 - 動力與制動力分配系數 . - 17 - 步附著系數 . - 23 - . - 23 - 第五章 制動器的設計計算 . - 25 - 式制動器的結構參數 . - 25 - 動鼓內徑 D . - 25 - 擦襯片寬度 b 和包角 . - 26 - 擦襯片起始角 0 . - 27 - 動器中心到張開力 0F 作用線的距離 e . - 27 - 動蹄支承點位置坐標 a 和 c . - 27 - 擦片摩擦系數 f . - 28 - . - 28 - 車制動效能計算 . - 30 - 車制動計算 . - 31 - 擦襯片的磨損特性計算 . - 33 - 第六章 制動器的結構及主要零部件設計 . - 35 - . - 35 - . - 35 - . - 36 - . - 37 - . - 38 - . - 40 - . - 40 - . - 40 - 第七章 制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算 . - 41 - 動驅動機構的結構形式選擇 . - 41 - 壓驅動機構的設計計算 . - 42 - 第八章 結論 . - 45 - 參考文獻 . - 46 - . - 47 - 外文資料 . 錯誤 !未定義書簽。 外文資料譯文 . 錯誤 !未定義書簽。 - 1 緒論 課題的目的和意義 車輛的制動性能是車輛主動安全性能中最重要的性能之一。汽車的制動性能是由汽車的制動系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整車性能的優(yōu)劣，直接關系到駕乘人員的生命財產安全，重大交通事故往往與制動距離過長、緊急制動時發(fā)生側滑和失去轉向能力等情況有關，因此汽車的制動性能是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動過程是很復雜的，它與汽車總布置和制動系各參數選擇有關。汽車制動系統(tǒng)主要由供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，制動器的實際性能是整個制動系中最復雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動器的設計在整車設計中顯得非常重 。 車制動系在國內外的研究 狀況及發(fā)展趨勢 隨著汽車安全性的日益提高，汽車制動系統(tǒng)也歷經了數次變遷和改進。從最初的皮革摩擦制動，到后來的鼓式、盤式制動器，再到機械式 動系統(tǒng)，緊接著伴隨電子技術的發(fā)展又出現(xiàn)了模擬電子 字式電控 等。近 10 年來，西方發(fā)達國家又興起了對汽車線控系統(tǒng)的研究，線控制動系統(tǒng)應運而生，并開展了對電控機械制動系統(tǒng)的研究。簡單來說，電控機械制動系統(tǒng)就是把原來液壓或者壓縮空氣驅動的部分改為電動機驅動，借以提高響應速度，增加制動效能 , 同時大大簡化了結構，降低了裝配和維護的難度。 由于 人們對制動性能要求的不斷提高，傳統(tǒng)的液壓或者空氣制動系統(tǒng)在加入大量電子控制系統(tǒng) (如 ，結構和管路布置越來越復雜，加大了液壓 (空氣 )回路泄漏的隱患，同時裝配和維修的難度也隨之提高；因此，結構相對簡單、功能集成可靠的電控機械制動系統(tǒng)越來越受到青睞?？梢灶A見， 傳統(tǒng)的液壓 (空氣 )制動器，成為未來汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展方向 。 - 2 -式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀 長期以來，為了充分發(fā)揮蹄鼓式制動器的重要優(yōu)勢，旨在克服其主要缺點的研究工作和技術改進一直在進行中，尤其是對蹄鼓式制 動器工作過程和性能計算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點在于制動器結構和實際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進措施，制動器的性能也有了一定程度的提高。 1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設計方案，該制動器是通過機械的方法來實現(xiàn)鼓式制動器的自增力，制動效能因數的變化范圍為 2 6。應用一套電控機械裝置調整領蹄的支承點來提高制動器的制動效能數，以補償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數降低。該制動器達到相同的制動力矩所要求的輸入力是盤式制動器 1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復雜、高能耗、高成本、維護困難等。 1999年提出一種四蹄八片（塊）式制動器，通過對結構參數合理匹配設計，制動效能因數有一定地提高，同時制動效能 _因數對摩擦系數的敏感性也可以有適當地改善，這就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。 2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布 趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數可設計性強，可根據對制動效能的需要，較靈活地進行制動器設計。 另外，近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動器結構形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。對于關鍵磁性介質 磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵 證了空轉力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景 。 盡管對 蹄鼓式制動器的設計研究取得了一定的成績，但是對傳統(tǒng)蹄鼓式制動器的設計仍然有著不可替代的基礎性和研發(fā)性作用，也可為后續(xù)設計提供理論參考。 - 3 -究重點 根據設計車型的特點，進行參數選擇；確定制動器的結構方案；完成制動器的總體和主要零部件的設計。 - 4 章 汽車總體參數的選擇及計算 汽車的分類按照 2001將汽車分為乘用車和商用車。不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數、驅動形式、以及布置形式上有區(qū)別。 數 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響選取軸數的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎負荷能力以及汽車的結構等。 包括乘用車以及汽車總質量小于 19梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案。總質量在 19公路運輸車采用三軸形式，總質量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。 由于本設計的汽車是重型，所以采用三軸布置方案。 動形式 由于本設計的汽車總質量大于 19t，所以采用 6 4的驅動形式。 置形式 貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。 平頭式貨車的發(fā)動機位于駕駛室內，其主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，汽車整備質量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應用。 所以本設計采用 偏置 式的布置形式，并且采用發(fā)動機前置后橋驅動。 - 5 -車質量 參數的確定 汽車的質量參數包括整車整備質量 0m 、載客量、裝載質量、質量系數 0m 、汽車總質量 、軸荷分配等。 本設計中給出裝載質量1t。 量系數 質量系數 0m 是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值，即0m /m。該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，0m值越大，說明該汽車的設計水平和工藝水平越先進。 參考同類型的汽車的質量系數值（表 2，綜合選定本設計中的質量系數值 表 2同類型汽車的質量系數0m汽車類型 0m貨車 輕型 0 8010 中型 1 2035 重型 1 3070 由此可以確定 質量系數 0m ， 0m =41000/23000= 車總質量 汽車總質量按照規(guī)定裝滿客，貨時的整車質量。 商用貨車的總質量 整備質量 0m 、裝載質量 駕駛員以及隨行人員 質量三部分組成，即 10 65m m n 中，為包括駕駛員及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。代入數據， n=1，0m=23t， 1 荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的 百分比來表示。 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動 - 6 了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不應過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設計時應根據對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。 表 2類汽車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 乘 用 車 發(fā)動機前置前輪驅動 發(fā)動機前置后輪驅動 發(fā)動機后置后輪驅動 47% 60% 45% 50% 40% 46% 40% 53% 50% 55% 54% 60% 56% 66% 51% 56% 38% 50% 34% 44% 44% 49% 50% 62% 商 用 貨 車 42 后輪單胎 42 后輪雙胎，長、短頭式 42 后輪雙胎，平頭式 64 后輪雙胎 32% 40% 25% 27% 30% 35% 19% 25% 60% 68% 73% 75% 65% 70% 75% 81% 50% 59% 44% 49% 48% 54% 31% 37% 41% 50% 51% 56% 46% 52% 63% 69% 本設計選擇 64 后輪雙胎， 平頭式的數據進行計算。 心高度 汽車的質心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時的質心高度為1044載時的質心高度取為464 距 軸距 車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距小時，上述指標均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉 移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導致萬向節(jié)傳動的夾角過 大等問題。 綜合各方面數據選擇重型貨車的軸距 L=4580 - 7 章 制動器的結構型式及要求 汽車制動器除各種緩速裝置外，幾乎都是機械摩擦式的，即是利用固定元件與旋轉元件工作表面間的摩擦而產生制動力矩使汽車減速或停車的，根據旋轉元件的不同分為鼓式和盤式兩大類，不過對于重型車來說，由于車速一般不是很高，鼓式剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高， 而且盤式制動器比鼓式制動器要貴些，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設計。 其工作原理如圖 3 圖 3式制動器工作原理 1、 2 制動蹄 3、 5 支承銷 4 制動鼓 帶有摩擦片的制動蹄 1、 2通過支承銷 5、 3鉸裝在制動底版上。制動時，輪缸活塞（轉動凸輪軸）對制動蹄施加張開力 P，使其繞支承銷轉動，并抵靠在制動鼓 4表面上。這是制動蹄 1、 2分別受到制動鼓作用的法向反力 1Y 、 2Y ，和切向力 1X 、 2X ，而制 動蹄的切向反力對制動鼓產生一個與其旋轉方向相反的制動力矩 （ 1X + 2X ） R，（ 從而達到使汽車減速的目的。 制動系應滿足如下要求： (1)能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。 (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。 (4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。 - 8 -(5)制動效能的水穩(wěn)定性好。 (6)制動時的操縱穩(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要求 。 (8)作用滯后的時間要 盡可能地短。 (9)制動時制動系噪聲盡可能小，且無異常聲響。 (10)與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。 (11)能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時氣制動管路不應出現(xiàn)結冰。 (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，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維 6。 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類（見圖 3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。 - 9 鼓式制動器的各種結構形式如圖 3 圖 3式制動器示意圖 （ a）領從蹄式（用凸輪張開）；（ b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（ 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 不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（ 1）蹄片固定支點的數量和位置不同。（ 2）張開裝置的形式與數量不同。（ 3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。 - 10 - 因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使 制動效能不一樣。 在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑 R 上所得到的摩擦力（ /）與輸入力 0F 之比，即 0R 式中， 制動效能的穩(wěn)定性是 指其效能因素 的敏感性。使用中 隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對 的變化敏感性小。 從蹄式制動器 如圖 3-3(a)、 (b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向 (制動鼓正向旋轉 )，蹄 1為領蹄，蹄 2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D，隨之領蹄與從蹄相互對調。制動鼓正、反向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。由圖 3-3(a)、 (b)可見，領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；而 從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱減勢蹄。“增勢”作用使領蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 對于兩蹄的張開力 21 的領從蹄式制動器結構，如圖 3-3(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪 輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當地減小。 對于如圖 3-3(a)所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力 必然有 車輪，其力矩平衡方程為 : 0 （ 4 - 18 - 式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反， N m； 地面作用于車輪上的制動力，之間的摩擦力，又稱為地面制即地面與輪胎動力，其方向與汽車行駛方向相反， N； 車輪有效半徑， m。 令 fT/即制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。F 的方向相反，當車輪角速度 0時，大小亦相等，且寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，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fT，F(xiàn) 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F，即 （ 4 式中 輪胎與地面間的附著系數； Z 地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力F 達到附著力輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即成為與 平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到 =0以后，地面制動力 到附著力制動器制動力F 的 增大使摩擦力矩 - 19 - 圖 4動器制動力與踏板力關系曲線 根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力 )(21 g （ 4 )(12 g （ 4 式中 ： G 汽車所受重力； L 汽車軸距； 1L 汽車質心離前軸距離； 圖 4車制動時整車受力分析圖 2L 汽車質心離后軸距離； 汽車質心高度； g 重力加速度； 汽車制動減速度。 若在附著系數為 （我們選擇在瀝青路面上制動，則選取 =路面上制動，前、后輪均抱死（同時抱死或先后抱死均可），此時汽車總的地面制動力為 21(4式中 q（ 制動強度，亦稱比減 速度或比制動力； - 20 - 1 2 前后軸車輪的地面制動力。 此時 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力F，亦等于作用于質心的制動慣性力 有 F = G = （ 4 則得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的表達式： )( 21 （ 4 )( 12 （ 4 在本設計中，重型貨車在滿載時的基本數據如下： 軸距 L=4580心距前軸距離 4580 78%=35281 =1052車所受的重力 G=4065 27837N，同步附著系數 =車滿載時的質心高度 464 重型貨車在空 載時的基本數據如下： 質心距前軸的距離 1L =4580 63%=28702L =L =1710mm，1044 =23065 26037N。 故 滿載時： 4580627837 =2 =4580627837 =載時： 1Z =4580226037 =Z =4580226037
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