【某商用車制動系統(tǒng)的設計14000字（論文）】

PAGE15某商用車制動系統(tǒng)的設計目錄TOC\o"1-3"\h\u99741引言 151742制動系統(tǒng)總體方案設計 2145762.1制動系統(tǒng)總體設計要求 2266862.2制動器結構形式選擇 264172.3制動驅動機構的結構形式選擇 4176192.3.1簡單制動系 4224092.3.2動力制動系 5111102.3.3伺服制動系 5250902.4制動管路布置結構形式的選擇 6258682.4.1II型回路 6284182.4.2X型回路 6165912.4.3其他類型回路 7167773制動器參數(shù)選擇及其設計計算 8198143.1輕型商用車主要參數(shù)數(shù)值 8282523.2制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 8127423.2.1同步附著系數(shù)的選擇 8227413.2.2制動強度的確定 990063.2.3制動器最大制動力矩 1028833.3制動器制動效能因數(shù) 11114173.4制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 12284293.4.1后輪鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選取 12232273.4.2前輪盤式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選取 15192643.5制動器設計計算 16145843.5.1制動器效能因數(shù)計算 16256423.5.2制動蹄上的制動力矩 16120193.5.3摩擦襯塊的磨損特性計算 22115673.6駐車制動計算 2429773.7制動減速度 26179273.8制動距離S 26128173.9制動器主要的零部件材料選擇 2617804制動驅動機構的設計計算 29156774.1鼓式制動器制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 29152914.2盤式制動器制動輪缸直徑與工作容積設計計算 30234614.3制動主缸與工作容積設計計算 31274984.3.1制動主缸應有的工作容積 31267564.3.2制動主缸活塞寬度與缸筒的壁厚 32151424.3.3制動主缸行程的計算 32142994.4制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚 33114204.4.1鼓式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 33296084.4.2盤式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 33155624.5制動踏板力與踏板行程 3471694.5.1制動踏板力 34200244.5.2制動踏板工作行程 3522894.6真空助力器 35250524.7制動液的選擇與使用 3610924.8制動力分配的調節(jié)裝置 3731808結論 38676參考文獻 39PAGEPAGE151引言商用車是一個國家最重要的交通運輸工具之一，其安全性能越來越受到人們重視，所以對商用車制動系統(tǒng)的研究至關重要。市場上商用車制動器都使用摩擦式制動器。摩擦式制動器因外形結構的不同被分為鼓式和盤式。盤式制動器的鉗盤可以是浮動的，也可以被固定，浮動又可以是滑動的，還可以是擺動的，目前被汽車公司廣泛使用的的是滑動鉗盤式制動器。鼓式制動器根據制動蹄結構和數(shù)量不同可以分為多種結構形式，例如領從蹄式、雙領蹄式、雙從蹄式等。盤式制動器被廣泛使用，是因為它水穩(wěn)定性和熱穩(wěn)定性以及易保養(yǎng)性都比鼓式制動器好，安全性也比較高，但它的缺點在于它制動效能低，容易被銹蝕且不能有效的隔離塵土、污垢，駐車制動器也需要一個復雜的手動操作機制，因此對后輪的作用可能有限。結合盤式和鼓式制動器的優(yōu)點，輕型商用車使用由前輪的盤式制動器和后輪的鼓式制動器組成的制動系統(tǒng)。其次，目前整個汽車行業(yè)也在不斷優(yōu)化制動管路布置和制動力分配裝置，探索制動管路原理圖真正在車輛上實現(xiàn)工程化，提高其設計效率和制動效能。

2制動系統(tǒng)總體方案設計本章先確定制動系統(tǒng)總體設計要求，然后對制動器結構、制動驅動機構、制動管路布置三方面展開分析研究，最后確定其結構形式選取。2.1制動系統(tǒng)總體設計要求汽車整體制動系統(tǒng)要滿足以下要求：（1）制動效能，即制動距離和制動減速度。根據GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》要求，空載時，總質量不超過的汽車初速度是時，制動距離不超過，其他汽車初速度時，不超過；商用車制動減速度應在。（2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能。摩擦襯塊磨損特性中比能量耗散率和比滑磨功都要符合要求GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》要求；（3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生偏移、側滑、以及失去轉向能力的性能需要滿足GB7258-2017《機動車運行安全技術條件》要求。（4）制動器結構選型需考慮在滿足制動性能的同時，選擇適用于本設計的制動器，并對其可行性分析。（5）主要零件設計需要考慮其材料（盡量選擇無害、無污染材料）、強度、耐久性及裝配性等，同時還要考慮其經濟性和適用性。（6）制動操縱系統(tǒng)的制動系操縱部件（閥類、助力器、制動缸等）的選型和設計和計算需滿足GB/T2348—2018《流體傳動系統(tǒng)及元件、缸徑及活塞桿直徑》等國家標準。（7）制動管路布置需考慮零部件優(yōu)先布置原則，管路走向平穩(wěn)順暢，不能打折，不能和周邊干涉，要充分考慮整車各系統(tǒng)，各部件關系。2.2制動器結構形式選擇車輪制動器是汽車行駛和駐車的非常重要的裝置?，F(xiàn)有三種主要類型的制動器：液壓、摩擦和電磁。液力和電磁制動器都作緩速器，電磁式也也可以用在重型商用車上做駐車制動器。摩擦式制動器現(xiàn)在被廣泛使用。根據摩擦副的不同結構，摩擦式制動器主要是鼓式、盤式兩種類型，也還有帶式，但帶式僅用于中央制動器；鼓式和盤式制動器是汽車企業(yè)主要生產的制動器，也是目前市場流行的制動器。鼓式通常用于商用車，因為它們便宜，設計簡單。鼓式制動器被分為外束型和內張型。中央制動器都是以外束型鼓式制動器為主要結構部件，其主要是以摩擦片制動帶為固定摩擦元件，制動帶剛度并不高，因此又被稱為帶式制動器。而車輪制動器則是以內張型鼓式制動器為主要結構部件。其主要是以一對帶有摩擦蹄片的制動蹄為固定摩擦元件，因此，也可稱蹄式制動器。盤式制動器較鼓式制動器具有以下優(yōu)點：（1）具有良好的防水性能和抗水性能；（2）具有良好的耐熱性；（3）緊急制動時，制動效果優(yōu)越；（4）車輛的狀況條件改變，對制動扭矩沒有影響；（5）摩擦襯塊結構比較簡單，維修也更容易；（6）間隙自調裝置可以被簡化設計安裝；（7）可以形成前、后制動器獨立的制動驅動系統(tǒng)。（8）在相同制動扭矩的輸出下，盤式制動器的重量和尺寸較??；本設計為輕型載貨商用車，成本不宜太高，結構也應盡量簡單，還需要保證其制動效果，所以確定采用前盤后鼓式制動器。制動原理如REF_Ref71530671\h圖21所示。圖2-1前盤后鼓制動原理圖鼓式制動器中有一幅制動蹄，兩制動蹄轉動方向不同，為了便于區(qū)分兩制動蹄，一個稱為從蹄，其轉動方向與制動鼓的旋轉方向相反；一個稱為領蹄，其轉動方向與制動鼓的旋轉方向相同。領從蹄式制動器的制動性能并不算太好，也不算太差。它的優(yōu)點在于結構簡單，成本也非常低，其次還可以增加駐車制動輔助裝置，兩蹄的之間的間隙也容易調節(jié)，方便檢查與維修。多用于輕型商用車以及小型轎車的后輪制動器。本設計是輕型的商用車，質量和體積都較小，因此采用結構簡單，成本也低的領從蹄式鼓式制動器。如REF_Ref71530692\h圖22所示。圖2-2制動原理及制動蹄受力簡圖盤式制動器分為兩種，一種全盤，一種鉗盤。全盤制動器顧名思義里面元件都是圓盤形狀，即固定摩擦元件和旋轉元件都是圓盤形狀，在制動時兩個都是圓盤使接觸面積更大。但其元件間緊密貼合。結構也相對復雜，所以制動時散熱很差，需要采用油冷式。鉗盤式制動器的制動鉗的結構形式有兩種，一種為固定式，一種為浮動式。浮動式制動器布置簡單，只需要在制動盤一側面裝置一個油缸，造價非常低、尺寸小結構且布局也簡單、甚至制動器可以更加接近輪轂，一組制動塊在行車和駐車都能發(fā)揮作用。根據以上分析，結合本設計為輕型的商用車，前輪制動器采用浮動鉗盤式制動器。2.3制動驅動機構的結構形式選擇根據制動力源，制動驅動機構分為簡單、動力以及伺服三種。2.3.1簡單制動系簡單制動系是由人體用手或腳直接作用于操縱機構的簡易制動系統(tǒng)，通過非常簡易的液壓制動系產生制動力。它的優(yōu)缺點都顯而易見，優(yōu)點在于結構小，制造簡單，容易布置，成本也就低。缺點是操作比較笨重，不滿足現(xiàn)代人們輕便的需求，其次所產生的制動力也不滿足現(xiàn)代汽車的要求。溫度過高，液壓管道會產生“汽阻”現(xiàn)象（即管道液體受熱產生氣泡），會嚴重影響制動效能甚至失效。溫度小于-25℃時，制動液粘度增加，會導致整個制動系統(tǒng)不能工作。因此，在現(xiàn)代生活中，簡單制動系幾乎已經被汽車所淘汰，在微型轎車上也極少采用簡單制動系。2.3.2動力制動系動力制動系是在簡單制動系基礎上增加一個動力制動系統(tǒng)以此獲得更加省力的、方便的制動系統(tǒng)，增加的動力系統(tǒng)目前主要通過三種方式實現(xiàn)：氣壓、氣頂液、以及全液壓。（1）氣壓式制動系氣壓式制動系在動力制動系上的采用最為普遍，因為它所產生的制動力可以非常大，能夠有效滿足現(xiàn)代承載能力大的列車、公交車、重型貨車、牽引車等。缺點也是比較明顯的，它需要裝備一些輔助裝置（如空氣壓縮機等），且需要產生的制動力越大，他的結構也就越大、越復雜，甚至有時還需要增加二級元件，這樣的質量就會更大，導致成本高，體積大，從而成本也就越高。結構過大且復雜在制動時也容易產生較大的噪聲。（2）氣頂液式制動系氣頂液式制動器顧名思義是以氣壓式制動系輔助液式制動系所組成的制動驅動機構，即氣壓式制動系作為液壓式制動系的動力起點從而使液壓式制動系運行產生制動力的制動驅動結構，它綜合了兩者的有點。顯然它的結構比氣壓式制動系更為復雜，成本也越高，只用于氣壓式制動系滿足不了制動力的重型貨車。（3）全液壓式制動系全液壓式制動系即制動力通過液壓傳遞方式實現(xiàn)，它操縱輕松，方便，響應時間也比較快。不僅不需要額外的輔助裝置，也可以與汽車其他裝置共用一個儲油罐，制動力也大。但其結構比氣壓式和氣頂液式更加復雜，因為它需要嚴格的密封系統(tǒng)，所以對加工精度要求非常高，成本也就越高。目前就只有高級轎車、大型客車上有少數(shù)采用。2.3.3伺服制動系伺服制動系是在簡單制動系上在加裝一個獨立的動力制動驅動機構，它與動力制動系的有差異，動力制動系是以簡單制動系為動力起點，但伺服制動系是獨立的動力制動驅動機構，也就是當伺服動力系完全失效時還可以采用簡單制動系進行制動，從而保證制動系統(tǒng)的安全性。根據動力源不同，分為真空、氣壓、液壓三種制動系。氣壓伺服和液壓伺服的結構都比真空伺服復雜的多，制動力也大得多，所以氣壓伺服和液壓伺服都用于中、重型貨車、以及少數(shù)轎車。真空伺服主要用于6t以下的輕型轎車和商用車。本設計為輕型商用車，滿載質量少于6t，所以采用真空式伺服制動系統(tǒng)。2.4制動管路布置結構形式的選擇汽車制動驅動機構需要有額外更好的安全保障，以保證汽車制動系統(tǒng)的性能要求，制動驅動機構需要兩套或兩套以上獨立的系統(tǒng)，被稱為雙回路系統(tǒng)。雙回路中一回路是氣壓回路，一回路是液壓回路，且彼此獨立，分成兩獨立的回路的目的是使汽車制動具有雙重保證，一路失效，另一路仍繼續(xù)工作，以此保證行車安全。各型回路原理圖如REF_Ref71530715\h圖23所示。圖2-3液壓分路各型回路原理圖2.4.1II型回路II型回路是一根軸對另一軸的分路型式。前輪和后輪的制動管路不是一體，而是各自獨立的回路系統(tǒng)。它優(yōu)點在于布置簡單，成本低。在大多數(shù)汽車上都有使用，使用最多的還是貨車。它的缺點也比較明顯，后輪制動管路失去作用時，前輪失去轉彎能力，發(fā)生打滑，當前輪驅動的汽車前輪制動管路存在完全失效時，制動效能會變成原來的一半，容易使后輪抱死而導致汽車甩尾。2.4.2X型回路X型回路，即汽車前后軸兩側輪胎制動器的制動回路成X型連接，且對角連接的回路都是獨立的回路，又稱為交叉型回路。它的優(yōu)點在于結構簡單，無論何種情況都能保持一半的制動效能且同步附著系數(shù)和制動力分配系數(shù)不會改變，確保制動與整車負荷的平衡。它的缺點在于制動力不對稱，汽車比較容易失去方向穩(wěn)定性，所以，X型回路的汽車需要在主銷偏移距上至少不低于20毫米的負值。以此來保證汽車的方向穩(wěn)定性。2.4.3其他類型回路其中HI型的結構復雜。LL型在工作時，其中一回路失效，制動效果會減少一半左右，HH型與LL型工作原理基本相同。HH型的雙回路系統(tǒng)的制動效能較好，HL型、LL型回路如果緊急制動，后輪會先抱死，極其危險，操作不當會使汽車處于旋轉狀態(tài)，LL、HH型的結構尺寸比較大，成本也高。本設計采用前、后輪獨立的的，結構簡單且成本低的Ⅱ回路系統(tǒng)，符合GB/T34020.2-2017《雙層管路用管》汽車管路系統(tǒng)用管對制動管路布置的要求。

3制動器參數(shù)選擇及其設計計算本章參照車型CA1041對本設計商用車制動器進行結構相關參數(shù)計算。根據GB7258-2017《機動車運行安全技術條件》和GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》，行車制動需要保證車輪所獲得的制動力能達到所要求的制動性能要求。3.1輕型商用車主要參數(shù)數(shù)值相關主要技術參數(shù)，如REF_Ref71530875\h表3-1所示。表3-1車型CA1041相關技術參數(shù)整車質量質心位置質心高度軸距輪距最高車速車輪工作半徑輪胎同步附著系數(shù)空載2100kg0.75m3.2m1.4m90km/h370mm6.5-160.6滿載4100kga=1.35mb=1.85m0.85m3.2m1.4m90km/h370mm6.5-160.63.2制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇3.2.1同步附著系數(shù)的選擇對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況：(1)當時：穩(wěn)定的工況，前輪先抱死，制動時喪失轉向能力；(2)當時：后輪先抱死，制動時失去方向穩(wěn)定性且危險性高，操作不當會導致汽車處于旋轉狀態(tài)；(3)當時：穩(wěn)定的工況，前后輪同時抱死，制動時喪失轉向能力。研究分析，汽車處于上述第三種時，即前后輪同時抱死時，制動減速度，也就是，表示制動強度。處于上述第一種或第二種情況時，制動強度此時，只有在第三種情況下的路面上，汽車制動性能才比較優(yōu)越，才能完全利用好地面的附著條件?，F(xiàn)代汽車車速高，如果后輪先抱死，會引起側滑或者甩尾，操作不當還可導致汽車不停地旋轉，所以后輪先抱死是極其危險的，現(xiàn)代工業(yè)轎車和載貨汽車的值都在有所增大。研究表明：轎車的同步附著系數(shù)??；貨車的同步附著系數(shù)取。我國GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》中附錄部分《制動力在車軸（橋）之間的分配和掛車之間制動協(xié)作性要求》中規(guī)定了除、外其他車型的汽車制動強度的要求。下圖（REF_Ref71530760\h圖31）中是理想附著系數(shù)利用直線的兩條直線，是用來評判制動強度范圍在0.16～0.3的車型的制動效能，其后軸附著利用曲線在其兩線之間，則滿足上述國標要求，如果制動強度大于0.3，后軸附著利用曲線則需滿足。參考相關文獻資料，再結合實際車型情況，取。圖3-1除M1、N1外的其他車型的制動強度和附著系數(shù)要求3.2.2制動強度的確定制動強度是制動性能的一個評價指標。前軸和后軸制動力矩的分配系數(shù)β，根據公式計算，即：（3-1）式中：；；；。得：制動強度，根據公式計算，即：（3-2）式中：。得：，符合GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》的規(guī)定。3.2.3制動器最大制動力矩對于選取值超過0.3的汽車，要想了解整車的制動安全性能，就需要確定各制動器的最大制動力矩。當時，此時制動強度，因此，商用用車所需的后軸和前軸制動力矩分別為（3-3）（3-4）式中：；；；；；。故后軸總制動力矩后軸其中一個車輪的制動最大力矩為前軸總制動力矩=前軸其中一個車輪制動最大力矩為3.3制動器制動效能因數(shù)制動效能因數(shù)被定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力比上輸入力，是用來評判不同結構形式制動器的制動性能。（3-6）式中：；；；。（1）鉗盤式制動器的制動器，制動塊對制動盤的夾緊力為P，故制動盤在其兩側工作面所受的摩擦力為（為制動襯塊間與盤間的摩擦系數(shù)），所以鉗盤式制動器的效能因數(shù)為：（3-7）（2）領從蹄式的制動鼓，制動器效能因數(shù)分為領蹄因數(shù)和從蹄因數(shù)，各項參數(shù)如REF_Ref71530793\h圖32所示。EQ\o\ac(○,1)領蹄制動效能因數(shù)：圖3-2鼓式制動器受力簡化圖根據公式（3-6）推導得出（3-8）EQ\o\ac(○,2)從蹄制動效能因數(shù)：同理（3-9）整個領從蹄式鼓式制動器效能因數(shù)為（3-10）3.4制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)3.4.1后輪鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選取（1）制動鼓的直徑D已知輪胎的規(guī)格為6.5-16所以，輪輞為16in根據GB/T12939-2015《工業(yè)車輛輪輞規(guī)格系列》輪輞直徑對應制動鼓如REF_Ref71530916\h表32所示。表3-2輪輞直徑對應的制動鼓內徑輪輞直徑/in121314151620對應制動鼓內徑/mm轎車180200240260商用車220240260300320420由REF_Ref71530916\h表3-2得制動鼓內徑根據商用車在之間選取，按實際情況選取，取。得。制動蹄的摩擦襯片包角和寬度《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》中規(guī)定值選取，摩擦片厚度選取，摩擦片寬度選取。研究表明，摩擦襯片包角時其制動效能最佳，且其磨損最小，制動鼓的溫度也最低。小于90°時，會加速摩擦襯片磨損。大于時，制動效果也比較不均勻，還可能發(fā)生自鎖。根據上述分析，選取領蹄包角，從蹄包角單個鼓式制動器總摩擦面積：（3-11）式中：，；，；，；（）。表3-3制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質量單個制動器摩擦面積轎車0.9～1.51.5～2.5100～200200～300客車與貨車1.0～1.51.5～2.52.5～3.53.5～7.07.0～12.012.0～17.0120～200150～250（多為150～200）250～400300～650550～1000600～1500（多為600～1200）由根據GB/T5763-2017《汽車用制動器襯片》歸納為REF_Ref71530943\h表33數(shù)據，可知設計符合要求。（3）摩擦襯片初始角選取由領蹄的包角計算:從蹄的包角計算:（4）張開力作用線到制動器中心的距離距離要在設計中盡可能地要大一點，制動輪缸始終在制動鼓內，距離越大，其摩擦工作半徑就越大，說明制動效能越好，初步設計選得：，按照實際結構取值取。與表示制動蹄支撐銷中心的位置坐標要可能地小，設計時常取,c初步設計時，得：，按照實際結構取值取。（5）摩擦片摩擦系數(shù)在設計商用車時，摩擦片的摩擦系數(shù)要盡量高且具有良好的熱穩(wěn)定性，更應選取受溫度和壓力的影響小的摩擦片。在摩擦系數(shù)偏離正常值的期間，對制動器響應的要求沒有太大影響。根據理想狀態(tài)情況，取可使計算結果更接近真實值。摩擦材料要求無污染、對人體無害。所以取摩擦系數(shù)3.4.2前輪盤式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選?。?）制動盤的直徑制動盤直徑的尺寸范圍是輪輞直徑的。輪輞直徑等于,所以制動盤直徑在到之間，為了使制動有效半徑盡可能大，制動盤的直徑要盡量大，但不能大于輪輞直徑。本設計商用車總質量大于2t，應取上限，因此本次設計取。（2）制動盤厚度的選擇基本所有實心制動盤厚度都是；厚度大一些的是通風孔道的制動盤，約為，但多采用。制動盤因為受溫度影響，所以厚度盡可能選小一點，以便散熱，所以，本設計選取實心制動盤，取其厚度為。（3）摩擦襯塊內半徑以及外半徑摩擦襯塊在設計時外半徑比上內半徑的值最大不能超過。如果比值超過，接觸面積很小，制動力分配不均，磨損差異大，可能會導致制動力矩起伏不定。取摩擦襯塊內半徑、外半徑分別為，。則故摩擦襯塊半徑選取符合要求。（4）摩擦塊的工作面積根據摩擦襯塊單位面積對應汽車質量關系取值范圍。根據商用車經驗典型值取，本設計商用車質量，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為。（5）摩擦片摩擦系數(shù)同理鼓式制動器，摩擦系數(shù)取。3.5制動器設計計算3.5.1制動器效能因數(shù)計算（1）盤式制動器效能因數(shù)由公式（3-7）計算出（2）鼓式制動器效能因數(shù)由3.4.1節(jié)得；領蹄制動蹄因數(shù)由公式（3-8）計算得：從蹄制動蹄因數(shù)由公式（3-9）計算得：整個制動器因數(shù)由公式（3-10）計算得為：3.5.2制動蹄上的制動力矩制動蹄上的制動力矩是用來評判制動器結構參數(shù)是否能夠滿足制動時所產生的制動力，即制動蹄上的制動力矩要大于單個制動器所產生的最大制動力矩。鼓式制動器制動蹄制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如REF_Ref31859\h圖STYLEREF1\s3-3所示。圖3-3支承銷式制動蹄由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：(3-12)而摩擦力產生的制動力矩為(3-13)在由至區(qū)段上積分上式，得(3-14)當法向壓力均勻分布時(3-15)實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。圖3-4張開力計算用圖增勢蹄產生的制動力矩可表達如下：（3-16）式中:；的作用半徑(見REF_Ref31931\h圖STYLEREF1\s3-4)。如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式：（3-17）式中：解式(3-12)，得（3-18）對于增勢蹄可用下式表示為（3-19）對于減勢蹄可類似地表示為（3-20）圖3-5制動力矩計算用圖為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見REF_Ref32571\h圖STYLEREF1\s3-5)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，得：（3-21）因此對于領蹄：（3-22）==式中：?？紤]到（3-23）則有（3-24）==0.183對于從蹄：（3-25）=式中：則有：(3-26)==0.179由于設計和相同，因此和值也近似取相同的。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，（3-27）由式（3-19）和式（3-20）知==0.3==0.09對于液壓驅動的制動器來說，，所需的張開力為N?m(3-28)因此鼓式制動器結構參數(shù)選取符合設計要求。（2）盤式制動襯塊上的制動力矩盤式制動器的計算用簡圖如REF_Ref32653\h圖STYLEREF1\s3-6所示，今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為（3-29）式中：N；(見REF_Ref32653\h圖STYLEREF1\s3-6)；R圖3-6盤式制動器計算用圖對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如REF_Ref32702\h圖STYLEREF1\s3-7所示，平均半徑為（3-30）式中：，。圖3-7鉗盤式制動器作用半徑計算用圖根據REF_Ref32702\h圖STYLEREF1\s3-7，在任一單元面積只上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為（3-31）單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為（3-32）得有效半徑為（3-33）令，則有（3-24）因，，故。當，，。但當m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。由求得：N則單位壓力因此盤式制動器主要結構參數(shù)選取也符合設計要求。3.5.3摩擦襯塊的磨損特性計算摩擦時的溫度、壓力以及摩擦系數(shù)和狀態(tài)等都直接影響磨損。汽車在制動時是制動系統(tǒng)將機械能通過一系列復雜的過程轉化為內能、熱能由制動器散發(fā)至大氣中，即所謂制動器的能量負荷。能量負荷與摩擦襯片（襯塊）的磨損成正相關，能量負荷越大，磨損就越嚴重。（1）單個制動器比能量耗散率前輪單個制動器比能量耗散率和后輪單個制動器的比能量耗散率計算公式如下：（3-25）（3-26）式中：，；；，，；總質量在3.5t以上的貨車取。，；按下式計算，，；，：；，；。則==GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》規(guī)定，盤式制動器的比能量耗散率應不大于，故符合要求。==GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》規(guī)定，鼓式制動器的比能量耗散率應不大于，故符合要求。（2）比滑磨功比滑磨功用來衡量磨損和熱，用襯片在制動時由最高制動初速度到停車完成的單位襯片面積的滑磨功表示，即比滑磨功來衡量：（3-27）式中：；==；[]，由GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》規(guī)定，取。=故符合要求。3.6駐車制動計算REF_Ref12967\h圖STYLEREF1\s3-8為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為：（3-28）同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：（3-29）圖3-8汽車在坡路上停駐時的受力簡圖根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即（3-30）汽車允許停駐的極限上坡路傾斜角（3-31）式中：；；；。汽車允許停駐的極限下坡路傾斜角（3-32）一般對輕型貨車要求不應小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值(因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。單個后輪駐車制動器的制動上限為N?m3.7制動減速度理想條件下，制動力全部由制動器產生。根據公式，計算其制動減速度為：（3-33）式中：；，；，。計算得根據GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》規(guī)定，商用車制動減速度應在,所以符合要求。3.8制動距離S在勻減速度制動時，制動距離為（3-34）式中，；；故根據GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》要求，本畢業(yè)設計為輕型商用車，其空載時，質量為2.1t，所以取其初速度為，制動距離不超過21m，所以符合要求。3.9制動器主要的零部件材料選擇（1）制動盤制動盤受到作用在制動塊上的法向和切向力的影響，并在整個工作過程中承擔著能量負荷。市場上的制動盤主要流行材料是由珠光體灰鑄鐵，也可以由合金鑄鐵制造，且鉗式盤式制動器的制動盤被鑄成雙盤，為了增加散熱面積，中間有開有徑向通風槽，從而提高冷卻效果。為了使制動盤的熱容量合理，達到良好的散熱性能，本設計確定采用耐熱性和耐磨性好的HT250。（2）制動塊制動塊是塊狀的摩擦材料，由背板和摩擦襯塊組成，可以將兩者直接壓合鑲嵌，也可以鉚接或粘接在一起，為了使背板和摩擦襯塊相互配合安裝更加牢固，本設計采用兩者直接牢固地壓嵌。（3）制動鉗當汽車制動時，制動鉗夾住制動盤以達到制動效果，所以對制動鉗的抗沖擊性，塑性要求較高，可以用鍛鑄鐵KTH370一12或球墨鑄鐵QT400一18制造，也可以用鋁合金壓鑄。本設計采用的材料是具有良好焊接性和切削性，沖擊韌性和塑性都較高的球墨鑄鐵QT400一18。（4）摩擦材料摩擦材料摩擦系數(shù)不會受其他因素影響，需具有良好的穩(wěn)定性、良好的耐磨性，良好的吸水性能?？箟?、抗剪強度、抗彎性能和抗沖擊性能要高。制動時盡量無噪音、無異味，采用污染小且對人體無害的摩擦材料。目前，常用于制動器的模壓材料靈活性較差。不同襯塊摩擦性能差異較大，這主要取決于其聚合物樹脂成分的差異性。因此，在本設計摩擦材料選擇模壓材料。（5）制動鼓制動鼓材料最好與摩擦村塊相同，這樣可以使兩者有更好的配合，摩損也比較均勻，同時制動鼓材料更應該具有較大的剛性和熱容量，以此保證制動系統(tǒng)的性能要求。制動鼓配合定位非常重要，在與輪轂徑向和其圓柱表面完全配合后，還需要精加工制動鼓的內表面，提高其制動性能，來確保兩者軸線約束重合。制動鼓壁厚越大，其熱容量也大。但實驗研究表明，制動鼓壁厚在llmm-20mm時，摩擦表面最高溫度變化并不大。制動鼓的壁厚取值：轎車在7mm～12mm范圍取值；中、重型載貨汽車在13mm～18mm范圍取值。為了方便檢查制動器間隙，需要在制動鼓表面開設小孔。本次設計采用經濟實惠且滿足本設計的中強度灰口鑄鐵HT20-40。（6）制動底板制動底板是一個基體，為制動器各零件間配合提供保障。它主要作用是承受制動器在制動時產生的制動反力矩，所以對它剛度要求較高，可以由鋼板沖壓而成，也可以采用鑄鐵，鑄鐵只用于重型貨車制作制動底板。綜上所述，本設計為輕型商用車，則采用45號鋼。（7）制動蹄的支承采用偏心支承銷或偏心輪，方便支承位置可以調節(jié)，即使支承銷的制動蹄與制動鼓的軸心所處要完全約束重合。本設計支承銷的材料選擇45號鋼，并高頻淬火。支座材料為球墨鑄鐵QT400—18。（8）制動蹄根據GB5763-2018《汽車用制動襯片國家標準》，制動蹄腹板和翼緣的厚度的取值，商用車在5mm～8mm范圍；轎車在3mm～5mm范圍。摩擦襯片的厚度選取范圍：轎車為4.5mm～5mm；商用車為8mm以上。襯片安裝方法簡單，鉚接或粘貼在制動蹄上，為了使制動蹄壽命更長，考慮粘貼的方法更簡單，其也可以使磨損的厚度變大，故本設計襯片采用粘貼的方式，制動蹄材料采用鑄造性能和減震性能較好的材料HT200。（9）制動輪缸制功輪缸的結構簡單，是活塞式制動蹄張開機構，布置方便?；钊牧显谀壳岸贾饕捎娩X合金。為了使支承插入槽中的制動蹄腹板端部接頭，就需要活塞外端開槽頂塊，開槽頂塊由鋼壓制而成。輪缸的腔體密封非常嚴格，是由活塞上橡膠圈進行密封，制動輪缸可以有有兩個活塞或四個活塞，且活塞都是相等直徑的，兩個等直徑活塞采用比較普遍。輪缸的缸體由減震性能和鑄造性能較好的灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為需鏜磨的通孔。

4制動驅動機構的設計計算本章主要從前后制動輪缸相關參數(shù)、制動主缸相關參數(shù)、制動踏板力和工作行程等展開分析計算，并對其相關參數(shù)進行校核。同時也對制動液和制動力分配裝置進行了選取。整個制動驅動機構的設計計算需先進行如下計算。制動輪缸對制動體的作用力、輪缸直徑、制動輪缸中的液壓壓力有如下關系式：（4-1）式中：，。制動管路液壓經驗典型取值在，主缸和盤式制動器的液壓可以選取高一點，本設計前輪盤式制動器的制動管路和主缸液壓取14MPa。壓力與輪缸直徑成反比，壓力如果越大，則對其管路密封性要求就越高，強度和精密性也越高。輪缸直徑在GB/T2348—2018《流體傳動系統(tǒng)及元件、缸徑及活塞桿直徑》標準規(guī)定的尺寸系列中選取，其中輪缸直徑的尺寸系列為22，（22.22），4.1鼓式制動器制動輪缸直徑與工作容積的設計計算由文章前面分析取，由3.5.2計算根據GB/T2348—2018《流體傳動系統(tǒng)及元件、缸徑及活塞桿直徑》標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為。單個鼓式制動器輪缸的工作容積，根據公式計算：（4-2）式中：；；，，初步設計時可取，?。?；；，計算輪缸單個工作容積4.2盤式制動器制動輪缸直徑與工作容積設計計算由本章前面分析：取，由3.5.2計算得根據GB/T2348—2018《流體傳動系統(tǒng)及元件、缸徑及活塞桿直徑》標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為。單個盤式制動器輪缸的工作容積根據公式（4-3）式中：；；，?。?。。，。計算輪缸單個工作容積整個輪缸的工作容積，根據以下公式計算：（4-4）式中：。汽車輪缸總的工作容積：4.3制動主缸與工作容積設計計算4.3.1制動主缸應有的工作容積（4-5）式中：，；；由于制動管路會在工作過程中變形。商用車制動主缸的工作容積可取主缸直徑和活塞行程根據公式：（4-6）一般=取=得mm根據GB/T2348—2018《流體傳動系統(tǒng)及元件、缸徑及活塞桿直徑》標準規(guī)定的尺寸中選取,因此主缸直徑為。==4.3.2制動主缸活塞寬度與缸筒的壁厚根據公式，計算活塞的寬度：（4-7）于是求得：mm。制動主缸的缸筒壁厚分析計算制動主缸缸筒壁的厚度需要進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行。現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。（4-8）式中：；10Mpa，=1.5）；，=（，為安全系數(shù)，根據經驗典型值取）。mm由于mm所以壁厚強度滿足要求。4.3.3制動主缸行程的計算在本次設計中用制動器間隙的設定值換算主缸的行程。（4-9）式中：；；；；。mm。4.4制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚4.4.1鼓式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚根據公式，計算活塞的寬度：(4-10)于是求得：mm。液壓缸缸筒壁的厚度需要進行強度校核。校核時，分薄壁和厚壁兩種情況。鼓式制動缸缸壁的厚度取，由于，需要按厚壁進行校核。(4-11)式中：；Mpa=1.5）；，=（，為安全的系數(shù)，根據經驗典型值取）。mm通過上述計算mm，故壁厚強度滿足要求。4.4.2盤式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據公式，計算活塞的寬度：(4-12)于是求知：mm。液壓缸缸筒壁的厚度需要進行強度校核。校核時，分薄壁和厚壁兩種情況。取盤式制動缸缸筒壁的厚度為，由于，需要按厚壁進行校核。(4-13)式中：；Mpa=1.5）；，=（為材料抗拉的強度，n為安全的系數(shù)，根據經驗典型值取n=5）。mm通過上述計算mm8.89mm，故壁厚強度滿足要求。4.5制動踏板力與踏板行程4.5.1制動踏板力根據公式：（4-14）式中：；；==取=。根據上式得：=<根據GB7258-2017《機動車運行安全技術條件》，踏板力一般不應超過。所以符合要求。4.5.2制動踏板工作行程根據公式：（4-15）式中：1.5～2mm，取=2mm；根據上式得：，基于GB7258-2017《機動車運行安全技術條件》要求，踏板全行程對貨車不能超過~。符合設計要求。4.6真空助力器真空助力器作用是利用真空（負壓）來增加駕駛員施加于踏板上的力，所以需要確定其真空助力比。真空助力比與汽車可能達到的總制動力關系如下：（4-16）式中：，N，；；；；；由德國汽車公司研究上述經驗數(shù)據如REF_Ref71530970\h表41所示。表4-1公式4-16中數(shù)據取值范圍參數(shù)簡單鼓式制動器沒有助動力時，總制動力比上踏板力再與踏板力的比值為：真空助力器的助力比能保證汽車安全減速的最大質量和真空助力比成線形關系，根據T/ZZB0083-2016《汽車用真空助力器》規(guī)定助力比范圍為2.5~8.0。太大會出現(xiàn)真空度失控以及減速度逐漸降低，通過上述公式和表格數(shù)據，計算助力比平均值得真空助力比，符合設計要求。4.7制動液的選擇與使用目前內外使用的制動液，按其主要原材料和制做的方法不同的不同，市場主要分三種類型：（1）合成型的制動液；（2）蓖麻油和醇型按比例混合的制動液；（3）礦油型制動液。合格達標的制動液的特性：（1）在較高或較低溫度以及干燥或濕熱等惡劣工況下仍平穩(wěn)傳遞制動力；（2）對制動系統(tǒng)的零部件材料沒有腐蝕性；（3）對零部件起潤滑作用，延長零部件使用壽命。商用車對制動液的性能要求是：（1）溫度變化對其粘度影響?。唬?）沸點高，高溫下不產生氣阻；（3）使用時品質變化小，并不引起零部件材料腐蝕和變質。根據我國現(xiàn)行的制動液標準GB12981-2012《機動車輛制動液》，參考同類車型制動液的實際情況，本設計選取符合DOT4水平的合成制動液。4.8制動力分配的調節(jié)裝置按照GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術要求和試驗方法》規(guī)定，未安裝防抱死裝置的M、N類車輛制動力在車軸之間的分配，應符合該標準附錄E《車軸間制動力配及牽引車與掛車協(xié)調性