重型貨車制動系說明書畢業論文(文件)

　

【正文】 12MPa)，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。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統產生，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（即由伺服制動轉變為人力制動）。真空伺服制動系是利用發動機進氣管中節氣門后的真空度(負壓，～ 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—由發動機驅動的真空泵或噴吸器構成。但氣壓伺服系統的其他組成部分卻較真空伺服系統復雜得多。開式（常流式）系統在不制動時，制動液在無負荷狀況下由油泵經制動閥到儲液罐不斷地循環流動，制動時則借助于閥的節流而產生所需的液壓進入輪缸。故目前汽車用的全液壓動力制動系多用閉式（常壓式）的。氣壓制動系統是發展最早的一種動力制動系統。管路中氣壓的產生和撤除均較慢,作用滯后時間較長(～),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。載重汽車一般均采用動力制動系統。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。圖31 車輪制動時受力簡圖FIG. 31 wheel braking force diagram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；是地面制動力，單位為N；為車輪垂直載荷、為車軸對車輪的推力、為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為N。制動器制動力是由制動器結構參數所決定的。開始時踏板力較小，制動器制動力也較小，地面制動力足以克服制動器制動力，而使得車輪滾動。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的繼續升高，制動器制動力繼續增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力不再增加。圖 33 制動時的汽車受力圖FIG. 33 braking by trying to the car因為制動時車速較低，空氣阻力可忽略不計，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、為 （35）式中：，為制動強度，—汽車所受重力； —汽車軸距；—汽車質心離前軸距離；—汽車質心離后軸距離； —為汽車質心高度（滿載時=850mm）；—重力加速度；若在附著系數為的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分別先后抱死），此時。此時的前、后輪制動器制動力和的關系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線。圖34 I曲線示意圖FIG. 34 I curve schemes根據方程組（330）的兩個方程也可直接繪制I曲線。在本設計中，重型貨車在滿載時的基本數據如下：汽車的重力G==5100mm，質心距前軸a=3480mm,質心距后軸b=。故，且 （313）若用表示，則其為一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡稱為線。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。代入數據得：顯然，故本設計符合要求。當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。將以下數據汽車的重力G==5100mm，質心距前軸a=3480mm,質心距后軸b=。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時的制動強度，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。本設計中，（滿足要求）根據所定的同步附著系數，由式（310）及式（313）得 （318） （319）進而求得 （320） （321）當=時：，故，=；=1當時：可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛抱死的條件，即。為保證汽車有良好的制動效能和穩定性，應合理地確定前，后輪制動器的制動力矩。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生的最大制動力力矩為 （330） （331）對于選取較大值的汽車，從保證汽車制動時的穩定性出發，來確定各軸的最大制動力矩。汽車車輪的有效半徑代入式（330）、（331）中，得 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。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。由上述表格和輪胎標準初選制動鼓內徑420mm 摩擦襯片寬度b包角徑R既定后。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。/2=50176。,取為40mm 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，更要求其熱穩定性要好，受溫度和壓力的影響要小。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。本車制動蹄HT200鑄造 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。為防止這些現象發生，應提高制動鼓的剛度。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動。兩者裝配后還需要進行動平衡實驗。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm12mm；中、重型載貨汽車為13mm18mm。在溫度、壓力升高和工作速度發生變化時，摩擦因數的變化應盡可能小。（3）要有盡可能小的壓縮率和膨脹率。（5）應采用對人體無害的摩擦材料。以前制動器摩擦襯片使用的是由增強材料（石棉及其他纖維），粘結劑，摩擦性能調節劑組成的石棉摩阻材料。 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。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）有一定的機械強度和良好的工藝性。模壓材料的撓性較差．故應按襯片或襯塊規格模壓。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占總質量的60%80%），摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。使用中因磨損會增大此間隙，過分大的間隙會帶來許多不良的后果：制動器產生制動作用的時間增長；各制動器因磨損不同，間隙也不一樣，結果導致各制動器產生制動作用的時間不同，即同步制動性能變壞；增加了壓縮空氣或制動液的消耗量，并使制動踏板行程增加。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小，考慮到制動過程中摩擦副可能產生熱變形和機械變形，因此，制動器在冷卻狀態下應設的間隙要通過試驗來確定。因此，可將這種自調裝置稱為一次調準式。也可在制動輪剛上采取措施實現工作間隙的自動調整（2）采用凸輪張開裝置采用凸輪張開裝置時，制動器的工作間隙調整可通過轉動凸輪相對于臂的位置來實現，而臂的位置則保持不變。如果在制動時柱塞的行程超過棘齒的軸向螺距，則棘爪移動一個齒。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。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。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經過滾輪推動制動蹄張開。中央駐車制動器的制動力矩上限值為，為后驅動橋的主減速比。）； —摩擦系數； —鼓阻力，摩擦力，N。制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數BF有很大的影響，掌握制動提摩擦面上的壓力分布規律，有助于正確分析制動器因數。 ；（a）、（b）具有一個自由度的增勢蹄；（c）具有兩個自由度的增勢蹄圖53 制動蹄摩擦襯片徑向變形分析簡圖FIG. 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮量為由圖53中的幾何關系可知 ==故得徑向變形量為： （57）由于為常量，而單位壓力與變形成正比，故制動蹄摩擦襯片上任意一點的壓力可寫成： (58)式（58）表明繞支承銷轉動的制動蹄摩擦襯片的壓力分布規律呈正弦分布，其最大壓力作用在連線呈90176。摩擦襯片表面任意點沿制動提轉動的切線方向的變形即為線段在半徑延長線上的投影，即線段。對于一定結構型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉向，制動蹄的主要幾何參數的相對值（即這些參數與R之比）以及摩擦系數，該蹄的即可確定。f=c′==摩擦力的作用半徑=式中125o所以制動器不會自鎖，合格。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的過程。各種汽車的總質量及其制動襯片的摩擦面積各不相同，因而有必要對相對的量最為評價能量負荷的指標。在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 （515）把個參數值代入上式得s前輪制動器： 后輪制動器：由相關標準知， W/mm為宜。管路工作壓力較低(～),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。由發動機驅動的空壓機1將壓縮空氣經單向閥9首先輸入濕氣筒4（濕氣筒上裝有安全閥5和供外界使用的壓縮空氣放氣閥3）。為了在空氣壓縮機停止工作的時間內仍能保證制動氣室、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，貯氣罐有也應有較大的容積儲備。 制動氣室制動氣室有膜片和活塞式兩種。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 （ 61）式中:a是兩蹄張開力F1,F2對凸輪中心的力臂；hQ力對凸輪軸線的力臂。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= （63）=cm2式中:D制動氣室殼體夾持膜片處的內徑：D=128mmd膜片夾盤直徑:d=100mmD和d由表41選取,重型貨車初選型號為16表61膜片式制動氣室的參數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）161281004524155120573017613360若已知制動蹄端部行程及制動凸輪輪廓幾何參數，便于求出制動時所需的凸輪轉角，并據以求得尺寸a與h，于是制動氣室推桿行程為= （64）式中行程儲備系數，其中還考慮了摩擦襯片容許磨損量的。為了輸出推力Q,則制動氣室的工作面積應為A==cm2 （62）式中：p制動氣室的工作壓力。活塞式制動氣室的行程較長，推力一定，但有摩擦損失。 氣壓系統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。然而，絕不應如此僅利用一個制動回路長時間行車，以免發生意外。圖61為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。6 氣壓制動驅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。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷。這就是所謂的制動器的能量負荷。但實驗表明，影響磨損特性的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。根據以上計算后得到的值，F值，以及已知的R值代入公式（510）中，最終到： 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。為此必需先求出制動蹄的效能因數，而后求制動力矩。也可以根據圖53(b)來分析并簡化計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變性規律和壓力分布規律。下面分析具有一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規律。對于簡單的帶式制動器（=0，=），直接作用在制動帶上的制動力或輸入力可由下式得出：如圖62所示的帶式制動器，制動鼓順時針旋轉時產生的制動器因數為 壓力沿襯片長度方向的分布規律除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規律比較困難。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，其主要缺點是發生油污染（固裝在發動機及變速器之后），極低的熱容量以及需要大的支撐力等，故在現代汽車上很少采用。5 鼓式制動器的設計計算 駐車制動能力的計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖61所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為