畢業(yè)設計（論文）中型客車的制動系統(tǒng)設計說明書

1、武漢理工大學畢業(yè)設計摘要 汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構(gòu)。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。制動系統(tǒng)應包括2套獨立的制動系統(tǒng)，行車制動系統(tǒng)和駐車制動系。制動系一般包括鼓式制動器和盤式制動器兩種。轎車一般采用前盤后鼓的制動形式。中重型汽車一般采用前后都是鼓式的制動形式。制動系統(tǒng)的驅(qū)動機構(gòu)主要有液壓式和氣壓式兩種。輕型汽車一般采用液壓。中重型汽車一般采用氣壓驅(qū)動形式。本次設計為中型客車的制動系統(tǒng)。采用前后兩輪皆凸輪式領從蹄式制動器，驅(qū)動形式為氣壓式雙回路驅(qū)動形式。關(guān)鍵詞：鼓式制動器 盤

2、式制動器 氣壓式驅(qū)動abstractthe automobile braking system was used to decelerate or to stop the running automobile, make sure the automobile which is on downhill travel vehicle speed maintenance to stabilize as well as to cause the automobile which stopped trips at in-situ (including in pitch) to be resident

3、the motionless organization. the automobile braking system is affecting the automobile travel security and the parking reliability directly. braking system including two set of independent braking systems, driving braking system and in motionless braking system. generally speaking, the braking syste

4、m includes the drum brake and the disc brake two kinds. the passenger vehicles always choose the front tray the back drum brake form. and the heavy automobile uses the form which of drum both front and back. the braking system driving mechanism mainly has the hydraulic pressure type and the steam pr

5、essure type two kinds. the light car uses the hydraulic pressure generally. the heavy automobile usually uses the barometric pressure actuation form. this design is for medium passenger train braking system. around uses two turn all cam types to lead from the horseshoe brake, the actuation form actu

6、ates form for the barometric pressure type double return route.key word: drum brake disc brake air pressure-driven 1 緒論車輛制動系統(tǒng)在車輛安全方面扮演著至關(guān)重要的角色.特別是近年來,隨著車輛技術(shù)的進步和汽車形式速度的提高,這種重要性越來越明顯.所以,研究客車制動對于汽車和社會生活有著很重要的意義. 汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構(gòu)。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。隨

7、著告訴公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證制動性能的良好，制動性能可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系至少應有2套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的 汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽引車還應有自動制動裝置。 行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動機構(gòu)常采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，以保證其工作可靠。 駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定地位置甚至斜坡上，它也有助于汽車在坡度上起步。駐車制動裝置應用機械式驅(qū)動機構(gòu)而不使用液壓或氣壓驅(qū)動，以免其產(chǎn)生故障。 應急制

8、動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障失效時，則可利用其機械力源實現(xiàn)汽車制動。 輔助制動裝置用在山區(qū)行駛地汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等輔助制動裝置。通常在總質(zhì)量大于5t的客車上和總質(zhì)量大于12t的載貨汽車上裝備這種輔助制動-減速裝置。 自動制動裝置用于當掛車與牽引汽車連接的制動管路滲漏或斷開時，使掛車自動制動。 gb126761999對制動裝置必須具有的功能提出了具體的要求。對制動系的主要要求有：制動效能高；制動穩(wěn)定性能好；操縱輕便性；作用滯后性，包括產(chǎn)生制動和減除制動的滯后性；可靠性，制動系的零件必須非?？煽?；制動熱穩(wěn)定性；制動水穩(wěn)定性；防避公害。我的設計題目是客車制動系統(tǒng)的設計.

9、 決定采用鼓式制動器，制動方式采用領從蹄式，行車制動裝置的驅(qū)動機構(gòu)分液壓和氣壓兩種型式，用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸，制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機，氣路管道，儲氣筒控制閥和制動氣室等。我采用氣壓助力制動。2 制動器的結(jié)構(gòu)與選擇2.1 鼓式制動器鼓式制動器多采用內(nèi)張?zhí)闶?。他的?yōu)點是：制動鼓的散熱性能好；密封較易，蹄片的剛度大，蹄片壓緊制動鼓時位移小，制動蹄的驅(qū)動裝置（凸輪或分泵）安裝緊湊以及制動效率較高等。鼓式制動器按其結(jié)構(gòu)型式可分為：簡單平衡式，平衡式和自動增力式。也即：領從蹄式；雙領蹄式，雙向領蹄式，雙從蹄式，單向增力式，雙向增力式。領從蹄式制動器的兩塊蹄片有固定的支點

10、，張開裝置有兩種型式，第一種用凸輪式或契塊式張開裝置。其中平衡凸輪和契塊張開裝置中的制動凸輪和制動契塊都是浮動的，故能保證兩蹄張力相等。非平衡式的制動凸輪的中心是固定的，不能浮動，故不能保證作用在兩蹄上的張開力相等，第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸，可保證作用在兩蹄片的張開力相等。由各制動器結(jié)構(gòu)型式?jīng)Q定增力式制動器效能提高，雙領蹄式次之，領從蹄式又次之，而雙從蹄式的制動效能最低，就工作穩(wěn)定性而言，名次與前述正好相反，雙從蹄最好，增力式最差。雙領蹄式制動器的缺點是倒車時由于制動鼓方向轉(zhuǎn)動的改變，使制動效能降低很多。但很多中級轎車的前輪（的改變）仍采用制動器中的雙領蹄式。 雙向雙領蹄式制動器在前進，

11、倒車制動效能不便，故廣泛用于中，輕型貨車及部分轎車的前后輪。但用于后輪制動器時需另設中央制動器。雙領蹄式和雙向領蹄式制動器中有兩個輪缸，適用于雙回路制動系，不過，輪缸，管接頭及油管多則造價高，且易發(fā)生泄漏及接油管因振動而破損等現(xiàn)象。領從蹄式制動器效能和穩(wěn)定性都適中，但由于其前進，倒車制動效能均不便，構(gòu)造簡單，造價較低，便于付裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu)，所以現(xiàn)在仍然廣泛用作中，中型客車前后輪以及轎車后輪的制動器。綜上所述，幾種鼓式制動器的比較見表1表1 幾種鼓式制動器的比較型式制動效能 結(jié)構(gòu)熱穩(wěn)定性應用領從蹄中(進倒同) 簡單 中 廣雙領蹄好(進倒不同)較復雜差少雙向雙領蹄好(進倒同)復雜差少雙從蹄 差

12、(進倒不同)較復雜好 少雙向雙從蹄差(進倒同) 復雜好少自增力最好較復雜最差 一般2.2 盤式制動器 按摩擦副中固定元件的結(jié)構(gòu)，盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 鉗盤動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)型式區(qū)分，主要有以下幾種：固定鉗式，浮動鉗式。 固定鉗式在汽車上應用最早，其優(yōu)點是：除活塞和制動塊以外無其他滑動鍵，易于保證鉗的剛度，結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般的制動輪缸相差不大，容易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改型；很能適應分路系統(tǒng)的要求。 近年來，由于汽車性能要求提高，固定鉗結(jié)構(gòu)上的缺點暴露較為明顯，因而導致浮動鉗（特別是滑動鉗）的迅速發(fā)展。首先，固定鉗式至少只有有兩個油缸分置于制動盤兩側(cè)，因而必須用橫跨制動盤的內(nèi)部油

13、道或外部油管（橋管）來連同，這就使制動器的徑向和軸向尺寸都較大，因而，在車輪中，特別是在主銷偏移距較小的現(xiàn)代轎車的前輪中，布置比較困難，因此有的固定鉗不得不采用油缸結(jié)構(gòu)，外側(cè)用兩個直徑較小的油缸來代替直徑較大的單油缸，浮動鉗式在盤的外側(cè)沒有油缸，可以將制動器進一步移近輪轂，其次，在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而氣化，浮動鉗則由于沒有垮越制動盤的油道或油管，減少了受熱機會，單側(cè)油缸又位于盤的內(nèi)側(cè)，受車輪遮敝較少而冷卻條件較好等原因，制動溫度可比用固定鉗時低30到50度，冷卻可能性小。再者，采用浮動鉗可將油缸和活塞等粗密件減去一半，造價大為降低。最后浮動鉗的同組制動塊可兼作行車和駐

14、車制動器。制動鉗的安裝可以車軸之前或之后。 與鼓式制動器相比，盤式制動器有以下優(yōu)點：1）熱穩(wěn)定性好，原因是一般無自行增勢作用，稱片摩擦表面分布較鼓式中的稱片更為均勻，此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其中只能與蹄片中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退。制動盤的軸向熱膨脹極小，徑向熱膨脹根本與性能無關(guān)，故無機械熱衰退問題。 2）水穩(wěn)定性較。制動塊對盤的單位壓力高，易于將水濟出，因而浸水后效能降低不多。又由于離心力作用及稱片對盤的摩擦拭作用，出水后只需經(jīng)一兩次制動即可恢復正常，鼓式制動器則需10多次的 制動方能恢復。 3）制動力矩與汽車運動方向無關(guān) 4）易于構(gòu)成雙回路制動系，使系統(tǒng)

15、有較好的可靠性和安全性。 5）制動盤的熱膨脹不致如制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調(diào)整裝置的設計可以簡化。 6）稱片比鼓式中的稱片容易更換，一般保養(yǎng)作業(yè)也較簡單。 7）稱片與制動盤之間的間隙小，這就縮小了制動協(xié)調(diào)時間和增加了力傳動比。盤式制動器的主要缺點是： 1）難以完全防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外）。2）兼作駐車制動器時，所需附加的手驅(qū)動機構(gòu)比較復雜。3 制動器驅(qū)動機構(gòu)以及選擇3.1 機械式驅(qū)動機構(gòu)這是一種最簡單，最老式，最經(jīng)濟的驅(qū)動裝置，但因缺點很多，故目前在汽車上除了用來驅(qū)動手制動器外，一般已不采用。3.2 液壓式驅(qū)動機構(gòu)液壓式驅(qū)動機構(gòu)被廣泛應用于現(xiàn)代小

16、客車和中小型載重車上。液壓式驅(qū)動機構(gòu)的優(yōu)點是：1）在結(jié)構(gòu)上傳動比大，機械效率高，作用滯后時間較短尺寸緊湊，便于布置。2）制動系內(nèi)的壓力相等，左右車輪的制動是同時進行的，減少了跑偏的可能性，前后輪的制動力可以有一定的比例。3）當汽車振跳，懸掛彈性元件以及汽車轉(zhuǎn)向時，不會發(fā)生自行制動現(xiàn)象。4）不需潤滑和經(jīng)常調(diào)整。其主要缺點時一旦漏油或侵入空氣，會使制動失靈；低溫時制動液可能變濃，高溫時可能使液壓系統(tǒng)產(chǎn)生氣阻。3.3 氣壓式驅(qū)動機構(gòu)為了操縱輕便，一般對整車總重量大于8t以及大客車常采用氣壓驅(qū)動機構(gòu)。氣壓驅(qū)動機構(gòu)的優(yōu)點是：1）以空氣作為力和功的載體，制動作用完成后無需收回，空氣使回路結(jié)構(gòu)簡化。2）管路

17、系統(tǒng)中不會出現(xiàn)氣阻現(xiàn)象。3）管路中備有的壓縮空氣可以供作驅(qū)動汽車上的其他工作裝置。4）有利于掛車的制動。主要缺點是：工作氣壓（4968.6kpa）造成驅(qū)動機構(gòu)體積和重量大，作用滯后時間0.30.9s。結(jié)構(gòu)復雜，成本高，安裝調(diào)整量加大，此外，氣壓制動系工作時會發(fā)出噪聲。制動器驅(qū)動機構(gòu)型式根據(jù)汽車的型式，總重，造價和用途的不同而不同，但主要由的總重而決定，因為制動力同總重直接有關(guān)，即pt=g。一般說來，整車總重小于5t的汽車，大部分采用液壓驅(qū)動；整車總重在58t的汽多采用帶真空加壓或氣壓加力液壓驅(qū)動；整車大于8t的汽車多采用氣壓驅(qū)動。這僅是大概范圍，并不是絕對的。本設計為總載荷為12.5t的中型客

18、車，故采用氣壓驅(qū)動機構(gòu)，至此可將本制動系統(tǒng)設計為氣壓雙回路系統(tǒng)。控制管路從制動閥開始，當塌下制動踏板時，拉桿帶動制動閥位置，儲氣筒前腔的壓縮空氣通過制動閥上腔進入制動室，推動后制動凸輪旋轉(zhuǎn)，使后輪制動；同時，儲氣筒后腔的壓縮空氣通過制動閥下腔進入其制動室，推動前輪旋轉(zhuǎn)，使前輪制動。4 制動系參數(shù)設計4.1 整車布置參數(shù)的確定表2 金龍中型客車xmq6100c參數(shù)底盤型號klq6100rjq滿載總質(zhì)量(kg)12500 最小離地間隙(mm)245 滿載前軸負荷(kg)3750滿載后橋負荷(kg)8750最高車速(km/h)120最大爬坡度(%)30制動距離(滿載、初速度30 km/h) (m)1

19、0六工況百公里油耗(l) 22 總長(mm)10000 總寬(mm)2490 高度(駕駛室、空載)(mm)3520 排量(ml)6295軸距(mm)5000 最大功率/轉(zhuǎn)速(kw/r/min)184(250) /2800最大扭距/轉(zhuǎn)速(nm/r/min)667/1400 由已知參數(shù)可知 對重心距前軸后軸的距離近似計算 （1） 其中 n=8750kg l=5000mmg=12500kg ，則=n*l/g=3500mm由 b=l 1500mm重心高度根據(jù)查的資料推算為（3520-245）*1/3+245=1337mm采用10.00r20-18層級子午線，縱向曲折花紋輪胎。由中國國家標準可知滾動半徑

20、=400mm。4.2 制動器主要參數(shù)確定4.2.1 制動鼓內(nèi)徑d輪輞名義直徑dr20， 則 dr=2025.4=508mm貨車客車制動鼓直徑d與dr的比值在0.700.83之間取=0.81所以制動鼓的直徑為d=411.48mm查qc/t309-1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取d=420mm4.2.2 摩擦襯片寬度b和包角有關(guān)實驗結(jié)果表明，在適當通風的雙制動蹄的鼓式制動器中，摩擦片包角在90度到100度之間，制動鼓的溫度最低，摩擦片磨損最小，而制動效率最好。因為在這種情況下，制動鼓工作面暴露多散熱較好。包角過小，雖然散熱好點，但摩擦片面積減小的過多，單位壓力增加，磨損加快，本次設

21、計取制動鼓半徑r和包角既定后，摩擦面積便決定了襯片的摩擦襯片的寬度b，因為 = （2） 制動器個蹄襯片總的摩擦面積愈大，則制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷愈小，從而磨損特性愈好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料來分析，單個車輪鼓式制動器的襯片的摩擦面積隨著汽車總質(zhì)量的增加而增大，如表5-2：該車的單個制動制動蹄片的襯片摩擦面積取前輪=800 c，后輪=1000 c則根據(jù)式（2）計算得前輪b= 109.138mm，后輪b=136.423mm查qc/t309-1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取前輪b=100mm，后輪b=125mm。中型客車用較厚的摩擦片 取厚度為12mm。表3 制動器襯片摩擦面

22、積汽 車 類 別汽車總質(zhì)量ga（kg）單個制動器總的襯片摩擦面積a（c）轎 車 900150010020015002500200300貨 車 及 客 車10001500120200150025001502502500350025040035007000300650700012000550100012000170006001500（多為600-1200） 4.2.3 制動摩擦片起始角一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令90，有時為了適應壓力分布情況將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損均勻性，即90404.2.4 摩擦片摩擦系數(shù)對于制動力矩影響很大，通常0.30.45之間，也有更高的

23、，對摩擦系數(shù)的主要要求之一是具有一定的穩(wěn)定的值，而對于溫度的壓力影響較小，單純地追求摩擦系數(shù)高地摩擦材料不全面，應提高摩擦系數(shù)地穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏高正常值地敏感性，而后者對蹄式制動器來說式最重要。設計時 雙向增力式制動器0.35 雙領蹄式制動器 0.45。故本次設計取0.454.2.5 制動器中心到張開力p作用線距離ee時保證制動輪缸和制動凸輪能夠布置的條件下，e應盡可能大，以提高制動效能，初步設計定為e0.8r左右。則e0.8r0.8420/2=168mm4.2.6 制動蹄支撐點位置坐標a和c在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小，初步設計定a=0.8

24、r0.8420/2=168mm ，暫取c20。4.2.7 制動蹄腹板厚度h制動蹄腹板厚度h影響制動蹄工作時的剛度，由于本設計的對象載重量較大，設計 取h8mm4.3 前后制動力分配及最大制動力矩的確定4.3.1 制動力和制動力分配系數(shù)汽車制動時其力矩方程為=0 （3）其中制動器對車輪作用的制動力矩（nm）地面作用于車輪上的制動力（n）車輪的有效半徑（m）定義/ 稱為制動器的制動力加大制動踏板力，以加大時 和也隨之增大，但不可能大于附著力即 z 或輪胎的附著系數(shù)z地面對車輪的法向支持力根據(jù)汽車制動時的受力分析 （4） （5）l汽車軸距質(zhì)心距離前軸的距離 質(zhì)心距離后軸的距離質(zhì)心的高度制動減速度汽車

25、的總制動力為gq （6）q制動強度 、 前后軸車輪的地面的制動力前后軸車輪的附著力為制動過程有可能出現(xiàn)以下3種情況1） 輪先抱死拖滑，后后輪抱死拖滑。2）后輪先抱死拖滑，后前輪抱死拖滑。3）前后輪同時抱死拖滑。不難求得在任何的路面上，前后輪同時抱死即前后軸附著力充分利用的條件為 （7）/= （8）由上式可得 （9）令為汽車制動力分配系數(shù) 4.3.2 制動器最大制動力矩的確定對于道路條件較差、車速較低，因而選取了較小的同步附著系數(shù)的汽車，為了保證在>0的較好的路面上能夠制動到后軸和前軸車輪先后抱死滑移，前后輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩：其中取=0.722264.6nm5 制動器的設計計算

26、在初步設計以后，即可對制動器進行制動轉(zhuǎn)矩、磨損和發(fā)熱等性能驗算，并與所要求的數(shù)據(jù)比較。根據(jù)各項驗算和比較的結(jié)果對初選的參數(shù)進行必要的修改，直到基本參數(shù)能滿足要求為止，最后方進行詳細的結(jié)構(gòu)設計。5.1 制動蹄的壓力中心及壓力中心圓圖6-1如圖1所示的制動鼓對制動蹄襯片的沿圓弧面分布的法向壓力及切向的摩擦力，可用與之等效的集中的合力nt來代替。合力nt作用與于同一點，此點稱為該制動蹄的壓力中心，即圖一e點。制動蹄的壓力中心位于一個以為直徑、圓心在其襯片包角平分線上并且通過制動鼓中心的圓上，該圓即稱為壓力中心圓。壓力中心圓直徑l0的計算的公式如下 236mm （10）圖1 制動蹄壓力中心圓5.2 制

27、動蹄的效能因數(shù)目前汽車上制動器的形式很多，同一制動器的制動轉(zhuǎn)矩的計算方法各異。一般常用的計算方法有分析法，效能因數(shù)法和分析圖解法。在這里僅介紹效能因數(shù)法。在制動鼓或制動盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比稱為效能因數(shù)。設制動器輸出的制動轉(zhuǎn)矩為m，則在制動鼓或制動盤的作用半徑r上所得到的摩擦力為m/r，從而制動器效能因數(shù)k=m/r/p=m/pr （11）式中p為輸入力，一般取施于兩制動蹄的張開力的平均值為輸入力，即p=（p1+p2）/2。下面給出了一些典型結(jié)構(gòu)的制動器效能因數(shù)的計算公式。圖2 支點固定的領蹄的效能因數(shù) 5.2.1 領蹄的效能因數(shù) 如圖2所示，oe與襯片包角平分線ov的夾角，最

28、大壓力線ox與ov 的夾角，浮式制動蹄支承端可在平行于制定器對稱面的支承面滑動。壓力中心e的角坐標=/2+/2 （12）式中=tg-1，為摩擦系數(shù)；0為襯片起始角；為襯片包角。領蹄的效能因數(shù)： kt=/(cossin)-1 （13） 式中：=h/r, =a/r ,=l0/r。h=a+e=168+168=336mm帶入數(shù)據(jù)計算得：kt1= =1.7785.2.2 從蹄的效能因數(shù)從蹄的效能因數(shù)： =/(cossin)+1 （14）式中符號的定義與前面相同。帶入數(shù)據(jù)=0.552 一般在計算時采用當量效能因數(shù)（整個制動器的效能因數(shù)）。對于非平衡式凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，當量效能因數(shù)為：kt=4k

29、t1kt2/（kt1+kt2） （15）對于雙領蹄和雙從蹄式制動器以及平衡式凸輪張開裝置的領從蹄制動器，當量效能因數(shù)為：kt=kt1+kt21.778+0.552=2.33每一制動器的制動轉(zhuǎn)矩 mt=ktpr （16）顯然，求出kt后，再根據(jù)既定的p和r的數(shù)量值就可求出mt。也可根據(jù)設計要求規(guī)定的mt值來調(diào)整p、r和kt的值。p=1/2（p1+p2）已知：mt1=m1max/2=8525.7n·mmt2=m1max/2 =11132.3n·m由mt=ktpr得，p前=17424.3n ， p后=22751.5n 。5.3 制動性能計算5.3.1 制動減速度j假設汽車是在水平

30、的、堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面的附著條件，因此制動力只是由制動器產(chǎn)生。這時制動減速度由下式計算 j=g/ga （17）已知：g=10m/s2m總=m1max+m2max =17051.3+22264.6 =39316n·m則j=3931610/(1250000.4)= 7.86m/s2一般還要在考慮附著條件的情況下對制動減速度進行驗算。在考慮附著條件時，最大制動力fa為： fa=ga （18）這時的制動減速度j=fag/ga=0.6g一般來說總是j<j。最低要求減速度j的推薦值一般多為：轎車5.87m/s2(制動初速度=80km/h)客車4.45.5m/s2(制動初速度按

31、汽車總質(zhì)量級別分別為40、50、70km/h，總質(zhì)量大者低)。5.3.2 理論制動距離在勻速度為j時的制動為： （19）式中：制動初速度 當車速=30km/h時，4.42m7.0m符合gb7258-87法規(guī)規(guī)定。5.3.3 制動器的升溫計算制動時制動器將汽車的功能轉(zhuǎn)化為熱能。一部分熱能傳到空氣中，一部分被制動部件所吸收，使其溫度升高，磨損加劇。制動器的制動鼓的溫升計算公式為 （20）汽車開始制動時的速度。每個制動鼓的重量 25kgc制動鼓的熱容量 c=0.125/kgz制動鼓數(shù)量 z=4故 速度從30kg/h制動到完全停車的情況下，制動溫度升高不應超過 滿足要求。 5.4 駐車制動計算汽車可能

32、停駐的極限上坡路傾角可根據(jù)后軸上的制動力和附著力相等的條件求得：極限上坡路傾角： =tg-1(l1)/(l-hg ) （21）=tg-1(0.73500)/(5000-0.71337)=31.1極限下坡路傾角： =tg-1(l1)/(l+hg) （22） =tg-1(0.73500)/(5000+0.71337) =22.4一般要求各類汽車的最大停駐坡度不小于16%20%，對于汽車列車來說，停駐坡度為12%左右。為了使汽車能在接近的坡道上停駐，則后軸上的駐車制動轉(zhuǎn)矩的上限為garesin。單個后輪駐車制動器的制動轉(zhuǎn)矩的上限為½garesin；中央駐車制動器的制動轉(zhuǎn)矩上限為garesi

33、n/i0。采用的是中央駐車制動器，選取i0=6故其制動轉(zhuǎn)矩上限為：m= garesin/i0=1250000.4sin31.1/6=4304.4n·m5.5 制動器主要零件設計5.5.1 制動鼓制動鼓的材料多用灰鑄鐵，因鑄鐵耐磨，易于加工，并且單位體積的熱容量大。制動鼓在工作載荷下將變形，使蹄鼓間單位壓力不均且?guī)砩僭S踏板行程損失。鼓變形后的圓柱度誤差過大容易引起制動時的自鎖或引起踏板振動，所以制動鼓應加肋條以提高剛度，加肋條的另一個目的是提高散熱性能。制動鼓壁厚主要是從剛度、強度方面來考慮，一般鑄造的制動鼓壁厚，轎車為712mm，中型以上貨車或客車為1318mm。制動鼓在閉口一邊可

34、開小孔，用以檢查制動器間隙。本車為中型客車，故制動鼓材料選取灰鑄鐵，制動鼓壁厚選取15mm。5.5.2 制動蹄轎車和輕型貨車的制動蹄廣泛用t型鋼輾壓或用鋼板焊接制成，中型客車的則多用鑄鐵或鑄鋼鑄成，其斷面有“工”字形，“山”字形和“門”字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為35mm，客車的為58mm，摩擦襯片的厚度，轎車多用4.55mm，客車的則在8mm以上，制動蹄和摩擦片可以鉚接，也可以粘接。粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨損的厚度較大，其缺點是工藝較復雜，且不易換襯片。鉚接的噪聲較小。對于液壓制動的，制動蹄與制動分泵接觸部分是做成帶圓弧的平面，以便與活塞或分泵蓋接觸。另一端仍是在肋上打孔和

35、蹄銷相連或是二蹄用可調(diào)的螺釘連接。對于氣壓制動的，同凸輪接觸的一端可以是經(jīng)熱處理過的平面，接觸部分可以同蹄制成一體或另嵌一墊片，磨損后易于更換；也可以在蹄上裝一滾輪，滾輪能提高制動效率。另一端則是與蹄銷連接的孔，可在空內(nèi)壓入銅套或塑料套。本車的制動蹄腹板和翼緣的厚度取為8mm，摩擦襯片厚度為12mm，制動蹄和制動襯片之間鉚接。制動蹄與凸輪接觸處嵌一墊片，墊片與制動蹄用螺釘連接。5.5.3 制動底板制動底板承受全部制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，制動底板都沖壓成凹凸起伏狀。重型車則往往用鑄造的制動底板座以代替壓制的制動底板。制動底板是除了制動鼓外制動器各零件的安裝基體，因此還應保證各安裝零件

36、相互間的正確位置。5.5.4 制動凸輪制動凸輪有三種形式：圓弧形凸輪、漸開線形凸輪和阿基米德螺線形凸輪。圓弧形凸輪形狀簡單，易于機械加工。但是此種凸輪由于轉(zhuǎn)動比是變化的，故當左右制動器間隙不同，凸輪轉(zhuǎn)角不同時，則作用于蹄片的力亦不同，從而增加了制動跑偏的可能性。漸開線形凸輪的轉(zhuǎn)動比是不變的，因此可以減少制動跑偏的現(xiàn)象。這種凸輪對氣驅(qū)動的制動器是比較適宜的。但在大量生產(chǎn)中凸輪外形皆為拉力拉削制成，而漸開線形拉力制造工藝較復雜，且不易檢查。阿基米德螺線形凸輪的轉(zhuǎn)動比是隨著轉(zhuǎn)角的增加而減小的。這種凸輪對氣驅(qū)動的制動器是比較適宜的，因其不需要借助傳動比的增加來加大對蹄的作用力。同時由于其傳動比的變小，

37、則使左右制動器因間隙不同，凸輪轉(zhuǎn)角不同而出現(xiàn)的制動轉(zhuǎn)矩不同之現(xiàn)象亦較小。此種凸輪的加工較圓弧形凸輪要稍復雜，而比漸開線形凸輪容易。5.5.5 摩擦材料對汽車摩擦材料要求：1）具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，熱衰退應當較為緩和。不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)卓然下降；2）耐磨性好；3）吸水性和吸油率低；4）有較高的的耐擠壓強度和沖擊強度；5）制動時不產(chǎn)生噪聲和臭氣。汽車制動摩擦材料目前在鼓式和盤式制動器中廣泛應用的是模壓材料。其主要成分是石棉纖維，一般約占40%70%，它能在高溫下保持較高的機械強度。還有一種是編織材料，是先用長纖維石棉和銅絲或鋅絲制成合絲，編織成布，然后浸滲樹脂粘合劑，干燥后經(jīng)輥壓而

38、成。編織材料有很好的的撓性，可以由用戶自行裁剪后直接到仍何半徑的制動蹄或制動帶上。模壓材料撓性較差，故必須在模壓過程中即形成各種規(guī)格的襯片或襯塊成品。其主要優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的額摩擦性能和其他性能。編織材料在高溫下（100120c）具有較高的摩擦系數(shù)（=0.4以上），沖擊強度比模壓材料高45倍，但耐熱性差，再200250c以上即不能承受較高的單位壓力，且磨損交大，故編織材料只適用輕、中型汽車的鼓式和帶式制動器，特別是帶式中央制動器。本設計采用石棉纖維材料。5.6 比能量耗散率從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能（動能和勢能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃?/p>

39、而耗散的過程。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任務。此時由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中，而為制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂的制動器的能量負荷。能量符合愈大，則襯片（襯塊）磨損將愈嚴重。各種汽車的總重及其制動器襯片（襯塊）的摩擦面積各不相同。因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前各國常用的指標是能量耗散率，即每單位襯片（襯塊）摩擦面積的每單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為w/mm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或即簡稱能量負荷。雙軸汽車的單個前輪及后論制動器的比能量耗散率分別為 e1=ga(12-22)/

40、(4ta) （23）e2=ga(12-22)(1-)/(4ta) （24）t=(1-2)/j （25）在緊急制動到停車的情況下，2=0并可認為=1，故e1=ga12/(4ta)e2=ga12（1-）/(4ta)據(jù)有關(guān)文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8w/mm2為宜。計算時取減速度j=0.6g。制動初速度1：轎車用100km/h(27.8m/s)；總重35kn以下的客車用80km/h(22.2m/s)；總重35kn以上的客車用65km/h(18m/s)。轎車的盤式制動器在同上的1和j的條件下，比能量耗散率應不大于6.0w/mm2。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條

41、件算出的e值允許略大于1.8w/mm2。比能量耗散率過高不僅引起襯片（襯塊）上午加速磨損，且有可能使制動鼓或制動盤更早發(fā)生龜裂。已知：ga=125000n ，=1 ，1=18m/s ，2=0 ，j=0.6g ，a=800cm2，=0.398t= =3s故計算得：e1=1.257w/mm2 <1.8 w/mm2 e2=1.582 w/mm2 <1.8 w/mm2因此滿足要求。6 制動驅(qū)動機構(gòu)設計6.1 制動驅(qū)動機構(gòu)概述制動驅(qū)動機構(gòu)將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。汽車制動系的動力制動驅(qū)動機構(gòu)制一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。簡單制動單靠駕駛員施加的

42、踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式因其結(jié)構(gòu)簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。動力制動有：液壓式、氣壓式和氣液綜合式。整車質(zhì)量小于5t的汽車，多選用液壓式；在5t至8t之間的汽車多用帶加刀器的液壓式；總質(zhì)量在8t以上的汽車則多用氣壓式。大噸位的載貨車和高級轎車常用液壓氣壓綜合式。6.2 制動驅(qū)動方式的選擇氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結(jié)構(gòu)復雜、

43、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0309s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二級元件繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0507mpa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄，這就增加了簧下質(zhì)量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質(zhì)量8t以上的貨車和客車上得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動。本設計所參照的xmq6100c中型客車的總質(zhì)量為12500kg，決定采用氣壓式制動驅(qū)動機構(gòu)。6.3 制動器室及其計算制動氣室分為膜片式和活塞式兩種。膜片式的結(jié)構(gòu)簡單，對壁室的加工精度不高，無摩擦副，密封性好。本次設計為膜片式制動氣室。兩蹄的張開力p和制動氣室輸出的推力q之間的關(guān)系為 （26）式中： a/2 ， 對凸輪中心的力臂。 h 力對凸輪軸線的力臂。為了輸出推力，則制動氣室的工作面積為 （27）p制動氣室的工作壓力。對于膜片式制動氣室，膜片的有效承受壓面積可按下式近似計算： （28）式中 d制動氣室殼體在夾持膜片處的內(nèi)徑 d膜片夾盤直徑制動氣室推桿的行程為 ： （29）式中 行程儲備系數(shù)對于在使用推桿過程中推桿行程不變的剛性傳動機構(gòu)，取1.2到1.4