重型貨車制動系說明書畢業論文(更新版)

　　

【正文】 制動蹄的效能因數，而后求制動力矩。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。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。 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，在機加工后經高頻淬火處理?，F在的鼓式制動器多采用所謂階躍式自調裝置。用手調整制動蹄的原始安裝位置以得到所要求的間隙?，F在鼓式制動器中采用間隙自動調整裝置的也日益增多。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。一般摩擦材料的摩擦系數，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。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數隨溫度升高而降低，磨耗增高和對環境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。膨脹率過大，摩擦襯塊和制動盤要產生拖磨，尤其是對鼓式制動器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產生咬死現象。本車選用HT200鑄造制動鼓。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。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。摩擦襯片的型號及性能如表33[3]表43內張蹄式制動器襯片型號性能及用途Table 4 3hoof drum brake facing model properties and uses產品規格摩擦系數硬度（HBS）適用范圍SY11072050主要用于轎車等輕負荷車SY02042050主要用于中型載重汽車SY90022050主要用于重型載貨汽車 鼓式制動器主要零部件的設計 制動蹄車和微型、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。β0=100176。轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125mm150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80mm100mm，設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑（見表51）。本設計中，所以應用式（324）、（325）進行計算。由式（36）、式（37）、式（313）和式（315）得 （325） （326） （327）本設計中汽車的值恒定，其值小于可能遇到的最大附著系數，使其在常遇附著系數范圍內不致過低。為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產生的最高減速度。圖46中線與I曲線交于B點， B點處的附著系數=,則稱為同步附著系數。圖36載貨汽車的I曲線和曲線FIG. 36 manifest car I curve and curve（1）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。圖35 理想的前、后制動器制動力分配曲線FIG. 35 ideal before and after the frictional braking power distribution curveI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。（4）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： (38)式中：—制動強度；—前軸車輪的地面制動力；—后軸車輪的地面制動力。且隨踏板力增加成線性增加。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 制動過程的動力學參數計算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。其控制裝置大多數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有液壓式操縱傳動裝置。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。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。液壓制動曾被廣泛應用于乘用車和總質量不大的商用車。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別，如下表。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。10)與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動、汽車轉向時不會引起自行制動。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩定性。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。有一個巨大的汽車現有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統中來。這種混合制動系統是全電制動系統的過渡方案。第三是抗干擾處理。采用全電路制動控制系統，需要較多的能源，一個盤式制動器大約需要1kW的驅動能量。給系統傳遞能源和電控制信號；（5）電源。一種完全無油液、完全的電路制動BBW(BrakeByWire)的開發使傳統的液壓制動裝置成為歷史。因此由ABS/ASR進一步發展演變成電子控制制動系統(EBS)，這將是控制系統發展的一個重要的方向。 對汽車制動系統的展望今天，ABS/ASR已經成為歐美和日本等發達國家汽車的標準設備。因此，電子產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。目前，也有通過電機進行制動的，通過電機產生的制動力直接作用在制動器上進行制動。但在用作應急制動時，往往使傳動軸超載。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。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。隨著我國汽車產業的不斷發展和新交通法規的實施，我國的汽車及其運輸管理開始走向正軌，農用運輸車將逐漸退出市場，而重型運輸自卸車逐漸呈現出廣闊的發展前景。本論文是設計東風重型貨車的制動系統，采用的是氣壓驅動機構的凸輪式鼓式制動器。據有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統故障引起的事故為總數的45%。制動系統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。 Brake。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。應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發生故障而失效時，這時則可利用應急制動裝置的機械力源(如強力壓縮彈簧)實現汽車制動。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。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。盤式制動器有固定鉗式制動器、浮動鉗式制動器等。然而ABS/ASR只是解決了緊急制動時附著系數的利用，并可獲得較短的制動距離及制動方向穩定性，但是它不能解決制動系統中的所有缺陷。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，而成為更綜合的車輛控制系統。經過了一百多年的發展，汽車制動系統的形式已經基本固定下來。其主要包含以下部分：（1）電制動器。可以是各種電源，也包括再生能源。全電制動控制系統面臨的一個難題是制動失效的處理。非對稱式抗干擾控制系統是用兩個不同的CPU和不一樣的計算程序處理制動信號。綜上所述，現代汽車制動控制技術正朝著電子制動控制方向發展。各項性能指標除滿足設計任務書的規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的法規和用戶要求。一般規定在出水后反復制動5—15次，即應恢復其制動效能。對于汽車列車，除了應保證列車各軸有適當的制動力分配外，也應注意主、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調。其固定元件則有著多種結構型式，大體上可分為兩類。 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，因此制造成本要比碟式剎車低凸輪式制動器 目前，所有國產汽車及部分外國汽車的氣壓制動系統中，都采用凸輪促動的車輪制動器，而且大多設計成領從蹄式。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。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。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。全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統的有點外，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。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。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。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數和車輪半徑以及踏板力有關。上述分析表明，汽車地面制動力取決于制動器制動力，同時又受到地面附著力的閑置。在任何附著系數的路面上，前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： 將（37）式代入上式，得 （310）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；— 汽車的重力； ，—汽車質心離前、后軸距離；— 汽車質心高度。將以上數據代入（37）（310），得,=，=。制動減速度是制動時車速對時間的導數，即。它雖是一種穩定工況，但喪失轉向能力。附著條件的利用情況用附著系數利用率(附著力利用率)表示： (317)式中：——汽車總的地面制動力；G——汽車所受重力；——制動強度。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,成正比。4 制動器的結構及主要零部件設計 制動器的結構參數 制動鼓內徑D輸入力一定時，制動鼓內徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。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。 制動器中心到張開力作用線的距離在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高起制動效能，初步設計時可暫取左右。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm5mm；貨車的約為5mm8mm。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。其許用不平衡度對轎車為15Ncm20Ncm；對貨車為30Ncm40Ncm。（2）具有良好的耐磨性。（6）有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力。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。4）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能。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。設計中。凸輪位置的改變是靠裝在臂上的渦輪蝸桿副來實現的，因此臂又稱為調整臂（3）采用楔塊張開裝置該結構的制動器工作間隙是借助于調整套筒，棘爪和調整螺釘進行自動調整。例如采用偏心支承銷或偏心輪。滾輪由45號鋼制造并高頻淬火。設計中取=200mm，=30mm，=60mm，=，=，=1500N代入式（56）得,。的徑向線上。 圖張開力計算簡圖Figure expansionary force calculation diagram（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，據此算出的制動力矩較實際數值大，根據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律，根據數學推導得領蹄效能因數為 （511）式中 其中h==. 將數據代入公式求得 mm所以（2）從蹄制動效能因數，其公式為 （512）式中： 代入公式得：,，由此可得制動器的效能因數，本設計采用的是非平衡式凸輪驅動機構，所以得對于凸輪張開機構，張開力F： （513）汽車制動力總和F與整車質量m的百分比：則可知該制動力符合標準。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及散逸到大氣中就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。通過以上計算可知，均符合條件。壓縮空氣在濕氣筒內冷卻并進行油水分離之后，在分別經過兩個單向閥9進入濕氣筒8的前后腔，當其中一個回路因故障而失效時，另一回路可繼續工作，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。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