買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 I 摘 要 國內 商用車 市場迅速發展，而 商用車 是 商用車 發展的方向。然而隨著 商用車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而 制動器 則是 商用車主動安全的重要系統之一。因此，如何開發出高性能的 制動器 ，為安全行駛提供保障是 我們 要解決的主要問題。另外，隨著 商用車 市場競爭的加劇，如何縮短產品開發周期、提高設計效率，降低成本等，提高產品的市場競爭力，已經成為企業成功的關鍵。 本說明書 主要介紹了 商用車 制動器 的設計。首先介紹了 商用車 制動器 的發展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優缺點進行分析。最終確定 方案 采用液壓雙回路 前盤后盤式制動器 。除此之外，它還介紹了 前后制動器、制動主缸的 設計計算，主要部件的參數選擇 及制動管路布置 形式等 的設計過程。 關鍵字： 制動；鼓式制動器；盤式制動器；液壓 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 he of is an of of is of of to a to is we In of to to to to of a to of of of of of s to of is At of s of 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 錄 第 1 章 緒 論 . 1 動器 設計的意義 . 1 動器 研究現狀 . 1 次 制動器 應達到的目標 . 2 次 制動器 設計要求 . 2 第 2 章 制動器 方案論證分析與選擇 . 3 動器形式方案分析 . 3 式制動器 . 3 式制動器 . 5 動驅動機構的結構形式選擇 . 6 單制動系 . 6 力制動系 . 7 服制動系 . 8 壓分路系統的形式的選擇 . 8 I 型回路 . 8 型回路 . 9 他類型回路 . 9 壓制動主缸的設計方案 . 9 第 3 章 制動 器 設計計算 . 11 動器 主要參數數值 . 11 關主要技術參數 . 11 步附著系數的分析 . 11 動器有關計算 . 12 定前后軸制動力矩分配系數 . 12 動器制動力矩的確定 . 12 輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取 . 12 輪盤式制動器主要參數確定 . 13 動器制動因數計算 . 15 輪盤式制動效能因數 . 15 輪鼓式制動器效能因數 . 15 動器主要零部件的結構設計 . 16 第 4 章 液壓制動驅動機構的設計計算 . 19 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 . 19 輪盤式制動器液壓驅動機構計算 . 20 動主缸與工作容積設計計算 . 21 動踏板力與踏板行程 . 21 動踏板力. 21 動踏板工作行程 . 22 第 5 章 制動性能分析 . 23 動性能評價指標 . 23 動效能 . 23 動效能的恒定性 . 23 動時 商用車 的方向穩定性 . 23 動器制動力分配曲線分析 . 24 動減速度 j . 25 動距離 S . 25 擦 襯片（襯塊）的磨損特性計算 . 26 車制動計算 . 27 第 6 章 總 論 . 29 參考文獻 . 30 致 謝 . 31 附 錄 1 . 32 附 錄 2 . 40 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 第 1章 緒 論 動器 設計的 意義 商用車 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。商用車 制動系是 商用車 底盤上的一個重要系統 ,它是制約 商用車 運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約 商用車 運動的一個關健裝置，是 商用車 上最重要的安全件。 商用車 的制動性能直接影響 商用車 的行駛安全性 。 隨著公路業的迅速發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 商用車 配備十分可靠的 制動器 。本次 畢業設計題目為 商用車 制動器 設計 。 通過查閱相關的資料，運用專業基礎理論和專業知識，確定 商用車 制動器 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 商用車 的安全性；本系統采用 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 。 動器 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 商用車 的制動性能始終是 商用車 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 商用車 的速度逐漸減小至 0,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于 制動器 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 商用車 的方向穩定性； 目前 ,對于整車 制動器 的研究主要通過路試或臺架進行 ,由于在 商用車 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買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 行 商用車 在道路上行駛 ,其車輪與地面的作用力是 商用車 運動變化的根據 ,在 商用車 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 商用車 整車 制動器 性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價 。 次 制動器 應達到的目標 1）具有良好的制動效能 2）具有良好的制動效能的穩定性 3）制動時 商用車 操縱穩定性好 4）制動效能的熱穩定性好 次 制動器 設計 要求 制定出 制動器 的結構方案， 確定 計算 制動器 的主要設計參數 制動器主要參數設計和液壓驅動系統的參數計算。 利用計算機輔助設計繪制裝配圖， 布置圖和 零件圖。 最終進行制動力分配編程，對 設計出的 制動器 的各項 指標進行評價分析。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 第 2章 制動器 方案論證分析與選擇 動器形式方案分析 商用車 制動器幾乎均為 機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使 商用車 減速或停車。 一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 式制動器 鼓式制動器是最早形式的 商用車 制動器，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣泛用干各類 商用車 上。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兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。 制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路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，并利用制動鼓的外因柱表面與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。在 商用車 制動系中，帶式制動器曾僅用作一些 商用車 的中央制動器，但現代 商用車 已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： 1、 領從 蹄 式 制 動器 如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表 商用車 前進時制動鼓的旋轉方向 (制動鼓正向旋轉 )，則 蹄 1為領蹄，蹄 2為從蹄。 商用車 倒車時制動鼓的旋轉方向變為反向旋轉，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方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。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，故又稱為增勢蹄；而從蹄所買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 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，故又稱為減勢蹄。“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。 領從蹄式制動器的效能及穩定性均處于中等水平，但由于其在 商用車 前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨 商用車 的前、后輪制動器及 商用車 的后輪制動器。 2、 雙領蹄式制 動器 若在 商用車 前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當 商用車 倒車時這種制動器的兩制動 蹄又都變為從 蹄 故它又可稱為單向雙領 蹄 式制動器。如圖 2 5(c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心 作對稱布置的，因此，兩 蹄 對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變為雙從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級 商用車 的前輪制動器，這是因為這類 商用車 前進制動時，前軸的動軸荷 及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 3、 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領 蹄 的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在 商用車 前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨商用車 和部分 商用車 的前、后車輪，但用作后 輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 4、 單向增 力 式制 動 器 單向增力式制動器如圖所示 兩 蹄下端買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在 商用車 前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和 商用車 上作為前輪制動器。 5、 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向 增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論 商用車 前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速 商用車 上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作 商用車 的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中 散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在 商用車 領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較 小 的后輪和駐車制動。 本次設計最終采用的是 領從 蹄 式 制 動器 。 式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （ 1）鉗盤式 鉗 盤式制動器按制動 鉗 的結構型式又可分為定 鉗 盤式制動器、浮 鉗 盤式制動器 等。 定 鉗 盤式制動器 ： 這種制動器中的制動 鉗 固定不動，制動盤與車輪相聯并在制動 鉗 體開口槽中旋轉。 具 有下列優點 ： 除活塞和制動塊外無其他滑動 件，易于保證制動鉗的剛度 ； 結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現從鼓式制動器到盤式制動器的改革 ； 能很好地適應多回路制動系的要求 。 浮動盤式制動器： 這種制動器 具有以下優點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 駐車制動。 （ 2）全盤式 在全盤式制動 器 中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為 圓 形盤，制動時各盤摩擦表面全 部 接觸，其作用原理與摩擦式離合 器 相同。由于這種制動 器 散熱條件較差 ，其應用遠沒有浮 鉗 盤式制動器廣泛。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出 盤式制動器 與鼓式制動器比較有如下均一些突出優點 : （ 1） 制動穩定性好 系數關系的 以對摩 擦系 數的要求可以放寬，因而對制 動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在 商用車 高速行 駛時均能保證制動的穩定性和可靠性。 （ 2） 盤式制動器制動時， 商用車 減速度與 制 動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是 非 線性關系。 （ 3）輸 出力矩平衡 （ 4） 制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔 的制動盤的散熱效果 尤佳，故熱穩定性好，制動時 所需踏板力也較小 。 （ 5） 車速對踏板力的影響較小 。 綜合以上優缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式 。 前盤選用 浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。 動驅動機構的結構形式選擇 根據制動力原的不同，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 單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造 價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型 商用車 的駐車制動裝置中。 液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優點是作用滯后時間短 (o 1s o 3s)，工作壓力大 (可達 10 12缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在 商用車 上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時 (更低時 )，由于制 動液的粘度買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統都不能繼續工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于 商用車 、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現代 商用車 提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型 商用車 上，在 商用車 和輕型 商用車 亡已極少采用。 力制動系 動力制動系是以發動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為 商用車 制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的 踏板力較小 且 可有適當的踏板行程。 動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系 3種。 1）、氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及 商用車 列車之間制動驅動系統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量為 85用車 、越野 商用車 和客車上。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；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長 (o 3s o 9s)，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 (即加速閥 )以及快放閥；管路工作壓力較低 (一般為 o 5o 7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。 2）、 氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統作為普通的液壓 制動器 主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優點。由于其氣壓系統的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然 ，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型 商用車 上，一部分總質量為 9t 11t 的中型 商用車 上也有所采用。 3）、 全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓 制動器 的優點外，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點。但其結構復雜、精密件多，對系統的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級 商用車 、大型客車以及極少數的重型礦用自卸 商用車 上 。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 服制 動系 伺服制動系是在人 力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置使人力與動力可兼用，即兼用人力和發動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統產生， 而 在動力伺服系統失效時，仍可全 由 人力驅動液壓系統產生一定 程 度的制動力 。因此， 在 中 級以上的 商用車 及輕、中型客、貨 商用車 上得到了廣泛的應用。 按伺服系統能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系 之 分。其伺服能源分別為真空能 (負氣壓能 )、氣壓能和液壓能。 壓分路系統的形式的選擇 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，即應是雙回路系統，也就是說應將 商用車 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，以便當一個回路發生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 I 型 回路 前、后輪制動管路 各 成獨立的回路系統，即一軸對一軸的分路型式，簡稱 特點是管路布置最為簡單，可與傳統的單輪缸 (或單制動氣室 )鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類 商用車 上均有采用， 但 在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一 旦 前輪制動抱死就會 失 去轉彎制動能力。對 于前輪驅動的 商用車 ，當前輪管路失效而僅由 后 輪制動時，制動效能將明顯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而導致 商用車 甩尾。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 型回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器 同屬 于一個回路，稱交叉型，簡稱 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 商用車 失去方向穩定性。因此，采用這種分路力案的 商用車 ，其主 銷 偏移距應取負值 (至 20 這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善 了 商用車 的方向穩定性。 他類型回路 左、右前輪制動器的半數輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪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 兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱 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 這種型式的雙回路系統的制功效能最好。 任一 回 路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的 50左占。 一軸半時剩余制動力較大，但此時與 緊急制動時后輪極易先抱死。 綜合以上各個管路的優缺點最終選擇 液壓制動主缸的設計方案 為了提高 商用車 的行駛安全性，根據交通法規的要求， 一些 商用車 的行車制動裝置均采用了雙回路 制動器 。雙回路 制動器 的制 動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。 商用車 制動主缸采用串列雙腔制動主缸。 如圖 2 3所示， 該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯在一起而構成。儲蓄罐中的油經每一腔的 進油 螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內產生的油壓，分別經各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。 主缸不制動時，前、后兩工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自得旁通孔和補償孔之間。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通過制動推桿推動后腔活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力 的作用下，推動前腔活塞前移，前腔壓力也隨之升高。當繼續踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續提高，使前、后制動器制動。 圖 2 3 制動主缸工作原理圖 撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸前、后腔活塞和輪缸活塞在各自的回位彈簧作用下回位，管路中的制動液在壓力作用下推開回油閥流回主缸，于是解除制動。 若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端頂到主缸缸體上。此后，后缸工作 腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。 由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當 制動器 中任一回路失效時，串聯雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，導致 商用車 制動距離增長，制動力減小。大大提高了工作的可靠性。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 第 3章 制動器 設計計算 動器 主要 參數數值 關主要技術 參數 整車質量： 空載： 1550載： 2000心位置： a=b=心高度： 空載： 載： 距： L= 距 : 高車速： 160km/h 車輪工作半徑： 370 胎： 195/605H 同步附著系數：0= 同步附著系數 的分析 (1)當 0時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩定工況，但喪失了轉向能力； (2)當 0時：制 動時總是后輪先抱死，這時容易發生后軸側滑而使 商用車失去方向穩定性； (3)當 0時：制動時 商用車 前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，但也喪失了 轉向能力。 分析表明， 商用車 在同步附著系數為 的路面上制動 (前、后車輪同時抱死 )時，其制動減速度為 ，即0q， q 為制動強度。而在其他附著系數 的路面上制動時，達到前輪或后輪即將 抱 死的制動強度 q 這表明只有在 0的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據相關資料查出 商用車0 取0=文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 動器 有關計算 定前后軸制動力矩分配系數 根據公式： （ 3 得： 動器制動力矩的確定 由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩： eg )( 1m a （ 3 式中： 該車所能遇到的最大附著系數； q 制動強度； 車輪有效半徑； 后軸最大制動力矩； G 商 用車 滿載質量； L 商用車 軸距； 其中 q= )( 0 = ( = （ 3 故 后軸= =10 輪的制動力矩為 2/ =10 軸= = 10 =10 輪的制動力矩為 10 /2=10 后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取 1、 制動鼓直徑 D 輪胎規格為 195/605H 輪輞為 14 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 輪輞直徑 /2 13 14 15 16 制動鼓內徑 /用車 180 200 240 260 車 220 240 260 300 320 查表得制動鼓內徑 40r =14 根據 商用車 D/ 取 D/ =249 2、 制動蹄摩擦襯片的包角和寬度 b 制動蹄摩擦襯片的包角在 = 90 120 范圍內選取。 取 = 100 根據單個制動器總的襯片米廠面積 A 取 200 300 2取 A=300 2b/D=b=5249 、摩擦襯片初始角0的選取 根據 )2/(900 = 90 -（ 100 /2） = 40 4、 張開力 a 根據 a=： a=動蹄支撐銷 中心的坐標位置 k與 c 根據 c=： c=、 摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩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。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取 f=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。 所以 選擇摩擦系數 f= 前輪盤式制動器主要參數確定 1、 制動盤直徑 D 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 制動盤的直徑 D 希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大， 但制動盤受輪輞直徑的限制。通常 為輪輞直徑的 70% 79%。 2、 制動盤厚度選擇 制動盤厚度直接影響制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。 通常，實心制動盤厚度可取為 10 20 有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20 50 多采用 20 30 3、 摩擦襯塊內半徑 2 摩擦襯塊的外半徑 內半徑 比值不大 于 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。 4、 摩擦襯塊工作面積 A 推薦 根據制動摩擦襯塊單位面積占有的 商用車 質量在 2 3.5 2選取。 下面的表格給出 了 一些國產 商用車 前輪盤式制動器的主要參數。 車牌 車型 制動盤外徑 /作半徑/動盤厚度 /擦襯塊厚度 /擦面積/云雀 12 86 10 9 拓 15 91 10 0 桑塔納 2000 256 106 20 14 76 奧迪 100 256 104 22 14 96 根據以上表格查出 商用車 盤式制動器的參數為 制動盤外徑 工作半徑 制動盤厚度 摩擦襯塊厚度 摩擦面積 25606046買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 動器制動因數計算 輪盤式制動效能因數 根據公式 f f 取 輪鼓式制動器效能因數 1、 領蹄制動蹄因數： 制 動 器 簡 化 受 力 圖3 h/b=2;c/b= 、從蹄制動蹄因數： 根據公式3 買文檔就送