《畢業(yè)設計重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計（45頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、摘 要 汽車制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使 汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。汽車的制動性是汽車主動 安全性研究的重點內(nèi)容之一。隨著汽車行駛車速的不斷提高，對汽車制動性能的要求也 越來越高。汽車的制動系統(tǒng)除了實現(xiàn)良好的制動性能外，還要盡可能地減小駕駛員的工 作強度。因此，動力制動系統(tǒng)在汽車上得到了廣泛的應用。 氣壓動力制動是最常見的動力制動系統(tǒng)，多用于中重型汽車。氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展 最早的一種動力制動系統(tǒng)。其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓式的。其控制裝置大多數(shù) 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

2、聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置。本文以一種重型貨車為研究對象，通過理論分析和計算對其 氣壓制動系統(tǒng)結構進行設計。 關鍵詞：氣壓制動；制動性；重型貨車；傳動裝置； ABSTRACT Automobile brake system function is to reduce the speed of cars to slow down and drive right up to parking,When traveling downhill, so that the stability of vehicle speed to maintain proper To make reliable cars pa

3、rked in the ramp or in situ. The brake performance iS one of the most important safe performances for the automobileWith the increase of running speed of the vehicle；the requirements to the brake performance are getting more and more strictBesides the good brake performance，the brake system of the a

4、utomobile is required to reduce the pedal force of the driverTherefore，the power servo brake system has made a great development in the automobile The barometric brake system is the most familiar power servo brake systemThe barometric brake system is the first development of a dynamic braking system

5、. Its energy supply all equipment and gear-type pressure Most of the control device is a brake pedal and the brake and other institutions formed the original, Also some in the brake pedal between institutions and also in series with hydraulic control gear. In this paper, the application of a kind of

6、 heavy goods vehicles, Through theoretical analysis and calculation of the structure of its air brake system design. Key words；barometric brake syste;rake performance;heavy-duty truck; Drive Equipment; 1 緒論 .1 1.1 制動系的作用 .1 1.2 氣壓制動系的研究現(xiàn)狀 .2 2 制動系的總體設計 .3 2.1 制動系統(tǒng)設計要求 .3 2.2 制動系參數(shù)的選擇 .4 2.3 汽車總質(zhì)量 .4

7、 2.4 制動力與制動力分配系數(shù) .4 2.5 制動器最大制動力矩 .9 3 制動器的設計與計算 .12 3.1 鼓式制動器的主要參數(shù) .13 3.1.1 制動鼓內(nèi)徑 .13 3.1.2 摩擦襯片寬度 b 及包角 .14 3.1.3 摩擦襯片起始角 0 .15 3.1.4 制動蹄支撐點位置坐標 a 和 C .15 3.1.5 制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e.15 3.1.6 摩擦襯片的型號及摩擦系數(shù) .15 3.2 鼓式制動器的計算 .15 3.2.1 計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 .15 3.2.2 計算蹄片上的制動力矩 .16 3.2.3 檢查制動蹄有無自鎖 .18

8、 3.3 襯片磨損特性的計算 .19 3.3.1 比能量耗散率（單位功負荷、能量負荷） .19 3.3.2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 f0 (比摩擦力) .20 3.3.3 駐車制動計算 .21 3.4 制動鼓主要零部件的結構設計 .21 3.4.1 制動鼓 .21 3.4.2 制動蹄 .22 3.4.3 制動底板 .23 3.4.4 凸輪式張開機構 .23 3.4.5 摩擦材料 .23 3.4.6 支承 .24 4 氣壓制動驅(qū)動機構的設計計算 .25 4.1 制動氣室 .26 4.2 貯氣罐 .28 4.3 空氣壓縮機 .30 5 技術經(jīng)濟性分析 .31 6 總結 .33 致謝 .34

9、 參考文獻 .35 附錄 A .36 附錄 B .44 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 1 緒論 1.1 制動系的作用 近百年來，汽車工業(yè)之所以常勝不衰主要得益于汽車作為商品在世界各處都有廣闊的 市場，生產(chǎn)批量大而給企業(yè)帶來豐厚的利潤。最主要的是科學技術的不斷進步，使汽車 能逐漸完善并滿足使用者的需求。隨著我國汽車產(chǎn)業(yè)的不斷發(fā)展和新交通法規(guī)的實施， 我國的汽車及其運輸管理開始走向正軌，農(nóng)用運輸車將逐漸退出市場，而重型運輸自卸 車逐漸呈現(xiàn)出廣闊的發(fā)展前景。然而車輛交通安全歷來是人們最為關心的問題之一，它 直接關系到人民生命和財產(chǎn)的損失，因此汽車制動系統(tǒng)的可靠性研究至關重要。汽車制 動系是用

10、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)定以及使以停 駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。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。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增 大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制 動性良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系統(tǒng)至少有兩套獨立的制動裝置，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，并使汽車在下短坡時保 持適當?shù)?/p>

11、穩(wěn)定車速。其驅(qū)動機構常采用雙回路或多回路結構，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位置甚至在斜坡上，它也有助于汽 車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅(qū)動機構而不用液壓或氣壓驅(qū)動，以免其 產(chǎn)生故障。 應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)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(xiàn)汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，它可 利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備，因 為普通的手力駐車制動器也可以起應急制動的作用。 輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等輔助 制動

12、裝置，則可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕或解除行車 制動器的負荷。通常，在總質(zhì)量為 5t 以上的客車上和 12t 以上的載貨汽車上裝備這種輔 助制動減速裝置。任何一套制動裝置均由制動器和制動驅(qū)動機構兩部分組成。制動器 有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪，而 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 2 駐車制動則多采用手制動桿操縱，且具有專門的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。 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。行車制動和 駐車制動這兩套制動裝置必須具有獨立的制動驅(qū)動機構，而且每車必備。行車制動裝置 的驅(qū)

13、動機構，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和制動輪缸 以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣簡、控制閥和制動氣室等。 過去，大多數(shù)汽車的駐車制動和應急制動都使用中央制動器，其優(yōu)點是制動位于主減速 器之前的變速器第二軸或傳動軸的制動力矩較小，容易滿足操縱手力小的要求。但在用 作應急制動時，往往使傳動軸超載?，F(xiàn)代汽車由于車速提高，對應急制動的可靠性要求 更嚴，因此，在中、高級轎車和部分總質(zhì)量在 1.5t 以下的載貨汽車上，多在后輪制動器 上附加手操縱的機械式驅(qū)動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中 央制動器。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后

14、輪制動器另設獨立的由氣壓控制 而以強力彈簧作為制動力源的應急兼駐車制動驅(qū)動機構，也不再設置中央制動器。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(qū)動的中央制動器，以便提高 制動系的可靠性 1.2 氣壓制動系的研究現(xiàn)狀 氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓 式的。其控制裝置大多數(shù)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(lián)有液壓式操縱傳動裝置。氣壓制動由于可獲得較大的制動驅(qū) 動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單聯(lián)接和斷 開都很方便,因此廣泛用于總質(zhì)量為 8t 以上尤其是 15t

15、以上的載貨汽車,越野汽車和客車上. 但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; 管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢,作用滯后時間較長 (0.30.9s), 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;管路工作壓力較低(一般為 0.50.7MPa),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(qū)動制動蹄,使非簧載質(zhì)量增大;另外,制動氣室排氣時也有 較大噪聲。汽車在行駛過程中駕駛員要經(jīng)常使用制動器，為了減輕駕駛員的工作強度， 目前汽車基本上都采用了伺服制動系統(tǒng)或動力制動

16、系統(tǒng)。載重汽車一般均采用動力制動 系統(tǒng)。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 3 2 制動系的總體設計 2.1 制動系統(tǒng)設計要求 1）能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除滿足設計任務書的規(guī)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(qū)的法規(guī)和用戶要求。 2）具有足夠的制動效能。包括行車制動效能和駐坡制動效能。 3）工作可靠。汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置且它們的制動驅(qū)動機 構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅(qū)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(qū)動機構。 4）制動效能

17、的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數(shù) 急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復制動 515 次，即應恢 復其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防止泥沙、污物 等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水 相泥沙侵入而采用封閉的制動器。 5）制動時的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩(wěn) 定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn) 移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側(cè)滑 時，將失去操縱性；后輪抱死而側(cè)滑甩

18、尾，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩 差值超過 15時，會發(fā)生制動時汽車跑偏。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(xié)調(diào)。 6）制動效能的熱穩(wěn)定性好。 7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學的要求，即操作方便性好，操縱 輕便、舒適能減少疲勞。 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 4 8）作用滯后的時間要盡可能地短。 9) 制動時不應產(chǎn)生振動和噪聲。 10)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動、汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動。 11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)

19、現(xiàn)制動驅(qū)動件的故障和 功能失效。 12）制動系的機件應使用壽命長、制造成本低，對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保 要求 。1 2.2 制動系參數(shù)的選擇 貨車的主要參數(shù) 長 寬 高（mm）7990 2465 2958 軸 距（mm） 4600 質(zhì)心距前軸（mm）3000 質(zhì)心距前軸（mm）1600 前 輪 距（mm） 2022 后 輪 距（mm） 1830 最小離地間隙（mm）186 整車整備質(zhì)量（kg）6900 最大裝載質(zhì)量（kg）16000 前滿載軸荷分配（KG）6200 后滿載軸荷分配（KG）11400 最 高 車 速（km/h）120 質(zhì)心高度 (mm) 空載 643mm 滿載 1200mm

20、 2.3 汽車總質(zhì)量 汽車的總質(zhì)量是指整備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客貨時的汽車質(zhì)量： aogm =6900+9100 =16000Kg 2.4 制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，如果忽略路面對車露的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 5 一角速度 的車輪， ，其力矩平衡方程為：0 （2-1）0fBeTFr = =f 384169.0216mN 式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向fT 反力， ；mN 地面作用于車輪上的制動力，即地面與車輪之間的摩擦力，又稱為地面制動力，BF 其方向與汽車行駛方向反力，N ； 車

21、輪有效半徑，m ；選為約為 0.49m。er 令 （2-2） ffeTFr 并稱之為制動器制動力，他是在車輪周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因為又稱為制 動周緣力。 與地面制動力 的方向相反，當車輪角速度 時，大小亦相等，且fFB 0 僅由制動器結構參數(shù)所決定。即 取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系f fF 數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以 加大 時， 和 均隨之增大。但地面制動力 受著附著條件的限制，其值不可能大fTfB B 于附著力 即FBZ 或 max 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力 和地面制

22、動力 達到附著力 值時，車輪即被抱死并在地面上滑fFBF 移。此后制動力矩 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而 即成為與 相平衡以阻止車輪再fT/ffeTrBF 旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當制動到 以后，地面制動力 達到附著力 值后就不在0 增大，而制動器制動力 由于踏板力 的增大使摩擦力矩 增大而繼續(xù)上升。fFpr 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 6 圖 21 制動力與蹋板力 FP 關系 Figure 2-1 Braking force and ta board strength FP relations 直至 20 世紀 50 年代，當時道路條件還不是很好，汽車行駛速度也不是很高，后輪 抱死側(cè)滑的后

23、果也不是顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴重，因此往往將 值定的較0 低，即處于常附著系數(shù)范圍的中間較偏區(qū)段。但當今道路條件大為改善，汽車行駛速度 也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅 會引起側(cè)滑甩尾甚至會調(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。 因此各類轎車和一般載貨汽車的 值有增大的趨勢滿載時的同步附著系數(shù)，貨車取0 。0.5 當 時， ， ,利用率最高。00q1 汽車減速度為： =0.59.8=4.9，0/dutg 即 , 制動強度0 附著系數(shù)利用率 （或附著力利用率）來表達， 可定義為 BFqG 式中 汽車總的地面制動力； 汽車所受

24、重力； 制動強度；q 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后 軸車輪的法向反力 ， 為：1Z2 （2-3）7491).89216.(.40)(21 dtughL 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 7 （2-4）810)9.420.3(6.4891)(12 dtughLG 式中：G汽車所受重力 L汽車軸距 L 汽車質(zhì)心離前軸距離1 L 汽車質(zhì)心離后軸距離2 汽車質(zhì)心高度gh g重力加速度 汽車制動減速度 m/sdtu2 汽車總的地面制動力為： 94086.15821 GqdtugFBB 式中 前軸車輪的地面制動力1BF 后軸車輪的地面制動力2 由上面兩式可求得前

25、后軸車輪附著力為： 496.0)215.6(.48910)(2 ggBqhLGhFL 490856.)215.03(6.810)(112 ggBqhLhL 上式表明：汽車在附著系數(shù) 為任一確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動 力并非為常數(shù)，而是制動強度 或總制動力 的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足F 夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù) 和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 3）前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是（3）情況的附著條件利用

26、得最好。 由上式中不難求得在任何附著系數(shù) 的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 8 附著力同時被充分利用的條件是： GFFBff 2121 )/()(/ 1ggff hL4976.011Bf 08522 fF 式中： 前軸車輪的制動器制動力1f 后軸車輪的制動器制動力2f 前軸車輪的地面制動力1B 后軸車輪的地面制動力2F 、 地面對前后軸車輪的法向反力1 G汽車所受重力 、 汽車質(zhì)心離前后軸距離1L2 汽車質(zhì)心高度gh 由上式可知，前后輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力 ， 是 的函數(shù)。1fF2f 將上式繪成以 ， 為坐標的曲線，即為理想的前、后

27、輪制動器制動力分配曲線，1fF2f 簡稱 I 曲線，如圖 圖 22 載貨汽車的曲線與 線 Figure 2-2 TruckCurve and beta line 如圖，如果汽車前、后制動器的制動力 ， 能按 I 曲線的規(guī)律分配，則能保證汽1fF2f 車在任何附著系數(shù) 的路面上制動時，都能是前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 9 軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比為一定值，并以前制動器制動力 與汽車1fF 總制動器制動力 之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) ：fF f1 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周

28、緣力， 因此 又可通稱為制動力分配系數(shù)。 前面已分別給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率 根據(jù)所選定的同步附著系數(shù) 求0 得： （2-5）51.06.421 1- = Lhg1 進而求得： qGqFgB)(021 hLg)012 (1)( 當 時， ， ，故 ，q= ，01BF2BFB1 當 =0.4 時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即 由上面的式得：1FB （2-6）1.58342.)405.(6189)(02 ghLG q= 7.1).(.)(02g 93.02)4.50(6.1)(02 ghL 當 ，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即時. 有上

29、面的式得：2FB （2-7）6.90412.)506.(33891)(01 ghLG q= 7.1).(.)(01g 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 10 96.021)5.60(.3)(01 ghL 對于 值恒定的汽車，為使其在常遇到附著系數(shù)范圍內(nèi) 不致過低，其 值總是選 0 得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在 的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱0 死。 2.5 制動器最大制動力矩 為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性應合理地確定前后輪制動器的制動力矩， 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的。這時制動力與地面作用車輪 的法向力 成正比雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分

30、利用或前、后輪同時抱死時21, 的制動力之比為： （2-8）62.01221gf hLF 式中：L ，L 汽車質(zhì)心離前后軸的距離1 同步附著系數(shù)0 h 汽車質(zhì)心高度g 通常上式的比值：轎車約為：1.3-1.6，貨車約為：0.5-0.7 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩受車輪的計算力矩所制約，即 （2-9）1.20479.41effrFTmN （2-10）650852ff 式中： 前軸制動器的制動力1f 后軸制動器的制動力2fF 作用于前軸車輪上的地面法向反力1 作用于后軸車輪上的地面法向反力2 車輪的有效半徑er 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(shù) 值的汽車，0 為了保證在

31、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00.7 （此時制動強度 ） ，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為：q 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 11 （2-11）egef rhLGrT)(21max1 = 49.06.106.4890 =23251N （2-12）max1max2ffT = 23547.0 =26219N 對選取較大 值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的0 最大制動力矩。當 時，相應的極限制動強度 ，故所需的后軸和前軸的最大制q 動力矩為 （2-13）egf rqhLGT)(1max2 = 49.06)2.10.3(6.489

32、0 =22849.2N （2-14）max2max1ffT = .8497.0 =20262.5N 式中： 該車所能遇到的最大附著系數(shù) q制動強度 r車輪有效半徑 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為上列公式計算結果的半值。 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 12 3 制動器的設計與計算 制動器是制動系統(tǒng)中用以產(chǎn)生阻礙車輛運動或運動趨勢的力的部件，后一提法適用于 駐車制動器。一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的 旋轉(zhuǎn)角速度降低同時依靠車輪與路面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力，以使汽 車減速。 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯

33、后性好、 易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車商上用作 車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制 動器。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦作用產(chǎn)生制動力矩的制動器動器，都 稱為摩擦制動器。行車制動、駐車制動及第二（或應急）制動系統(tǒng)所用的制動器幾乎 都屬于摩擦制動器。 摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表 面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。 旋轉(zhuǎn)元件同裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別直接作用于兩側(cè)車輪上的制動器，稱 為車輪制動器。旋轉(zhuǎn)元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動

34、軸上其制動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋再分配 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 13 到兩側(cè)車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用 于第二制動(或應急制動) 和駐車制動的。中央制動器一股只用于駐車制動和緩速制動。 鼓式制動器又分為多種形式：領從蹄式、單向雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、 單向增力式和雙向增力式等結構形式的制動器。領從蹄式制動器主要由制動鼓、制動蹄、 和驅(qū)動裝置組成，蹄片裝在制動鼓內(nèi)，結構緊湊，密封容易。領從蹄式制動器的效能和 效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行使的制動效果不變；結構簡單成本 低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間

35、的間隙。從而廣泛應用于 中、重型貨車前后輪及轎車后輪制動器。 盤式制動器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件是以端面工作的金屬盤，此圓盤稱為制動盤。其固定 元件則有多種結構形式，大體上可分為兩類。一類是工作面積不大的摩擦塊與其金屬背 板組成的制動塊，每個制動器中有 24 個。這些制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤 兩側(cè)的夾鉗形支架中，總稱為制動鉗。這種制動盤和制動鉗組成的制動器，稱為鉗盤式 制動器。另一類固定元件的金屬背板和摩擦片也呈圓盤形，因其制動盤的全部工作面可 同時與摩擦片接觸，故該類制動器稱為全盤式制動器。 3.1鼓式制動器的主要參數(shù) 汽車類別選用乘用車，汽車的總質(zhì)量 m 為 1.6t、汽車質(zhì)心高度 h

36、 =1.2m、軸距a g L=4.6m、汽車質(zhì)心離前軸距離 l =3.0m、汽車質(zhì)心離后軸距離 l =1.6m 其它幾何參數(shù)如圖1 2 3-1 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 14 圖 3-1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) Fig3-1 The main geometric parameters of drum brakes 3.1.1 制動鼓內(nèi)徑 輸入力 F 一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強，但 D 的增0 大受輪輞內(nèi)徑限制。而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加， 不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小 于

37、20mm，否則不僅制動鼓散熱條件差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制 動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫升。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。由此間隙要求及輪輞的尺寸即 可求得制動鼓直徑 D 的尺寸，另外制動鼓直徑 D 與輪輞直徑 D 之比的一般范圍為：r 轎車：D/ D =0.64-0.74r 貨車：D/ D =0.70-0.83 轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般 比輪輞外徑小 80mm-100mm。對于深槽輪輞由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小 遼寧工程技術大學畢業(yè)

38、設計（論文） 15 得多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小應予注意。設計時亦可按輪輞直徑初步 確定制動鼓內(nèi)徑如表 3-113 表 3-1 制動鼓最大內(nèi)徑 Tablet .3-1 The largest diameter brake drum 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20，22.5 轎車 180 200 240 260 - - 制動鼓最大內(nèi)徑/mm 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓內(nèi)徑尺寸應符合 QC/T 309-1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 的規(guī)定。 由上述表格和輪胎標準初選制動鼓內(nèi)徑 410mm 3.1.2 摩擦襯片

39、寬度 b 及包角 制動鼓半徑 R 既定后。摩擦襯片寬 b 和包角 便決定了襯片的摩擦面積 A ，而P 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。根據(jù)PpA 國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如 表 3-22 表 3-2 摩擦襯片面積 Tablet .3-2 Friction lining area 汽車類別 汽車總重力 G /KN0單個制動器的襯片摩擦面積 A /cmP2 轎車 9-1515-25 100-200200-300 貨車 10-15 15-25 25-35 35-70 70-120 120-170 100-20

40、0 150-250 250-400 300-650 550-1000 600-1500 由根據(jù)表 2-2 選取對于車總質(zhì)量 m =12t-17t 時，A =600-1500 cmaP2 制動鼓半徑 R=D/2=410/2=205mm 確定后，襯片的摩擦面積為 A =RbP 初選 =100初選 A =1400/2=700cm2P 則 b= A /R =200.6mm，根據(jù) ZBT2400589 選取 b=210mmP 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 16 3.1.3 摩擦襯片起始角 0 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 0=100-/2=100-100/2=50 3.1.4制動蹄支撐點位

41、置坐標 a 和 c 應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 設計選 a=0.8R=164mm, c=40mm 3.1.5制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離 e 盡可能大，以提高 制動效能。初步設計時暫定 e=0.8R=164mm 3.1.6摩擦襯片的型號及摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力 的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降 低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。

42、摩 擦襯片的型號及性能如表 3-33 表 3-3 內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 Tablet.3-3 Shoe brake linings Model Properties and Applications 產(chǎn)品規(guī) 格 摩擦系數(shù) 硬度 （ HBS） 適用范圍 SY-1107 0.39-0.45 20-50 主要用于轎車等輕負荷車 SY0204 0.36-0.42 20-50 主要用于中型載重汽車 SY-9002 0.38-0.43 20-50 主要用于重型載貨汽車 由表 3-3 選取 SY-1107 規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為 0.4 3.2 鼓式制動器的計算 3.2.1計算有一個自由度的

43、緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 除摩擦片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支撐也有變形，所以計算法向壓力 在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的 影響較小而忽略不計。 如圖 3-2。蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支撐銷轉(zhuǎn)動 dr 角，由于 dr 角很小，可 認為A 1B1B1=90，所以摩擦襯片表面的徑向變形為 1=B1C1=A1B1Sin r1dr OA1OB 1=R A1B1/Sin =R/Sin r 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 17 1= R Sin dr 由此公式課看出蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。 圖 3-2 制動蹄片受力分析圖

44、Fig3-2 Brake shoe stress analysis 3.2.2 計算蹄片上的制動力矩 制動轉(zhuǎn)矩目前一般采用效能因數(shù)法或分析圖解法計算，本書采用效能因數(shù)法計算。 為此必需先求出制動蹄的效能因數(shù)，而后求制動力矩。設制動蹄的制動力矩和效能因數(shù) 分別為 T 和 Kt，輸入張開力 F，制動鼓半徑為 R，則 3 （3-1）KTt 效能因數(shù) 是單位為 1 的系數(shù)。對于一定結構型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉(zhuǎn)向，制t 動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（即這些參數(shù)與 R 之比）以及摩擦系數(shù)，該蹄的 即可確tK 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 18 定。然后根據(jù)既定的 F 和 R 值求 T。 （1）

45、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(jù)此算出的制動力矩較實際數(shù)值大，根據(jù)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(guī)律，根據(jù)數(shù)學推導得領蹄效能因數(shù)為 1tK （3-2）)1sinco/(1Kt 式中 6.205/46)(/ Reah 8/2fK 136arcsinarcsinrsi 221 f1.)i/(2i4 273509o1 1.)tansiarct(08.24.rn 3.751o0 將以上所計算得到的數(shù)值代入式（3-2）中可得出 53.1tK （2）從蹄制動效能因數(shù) ，其公式為2tK （3-3）)1sinco/(2t 式中 6

46、.205/46/)(/ Reah 812fK 136arcsinarcsinrsi 221 f1.)i/(2i4 273509o1 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 19 5.12)tansiarct(08.4.rn o.4762o0 代入公式（3-3） .tK 前面已經(jīng)分析領從蹄中頂端推力 F1=F2，則可得 1.26.05312tttK 對于凸輪張開機構，張開力 F： （3-4）1630/5.0BTf 有前面所算數(shù)據(jù)所得 T 代入公式（3-4）中，便可得到 F 值為 16320N。汽車制動力總和f F 與整車質(zhì)量 m 的百分比：a %6012016/32/ aF 則可知該制動力符合標準。

47、根據(jù)以上計算后得到的 值，F(xiàn) 值，以及已知的 R 值代入公式（3-1）中，最終到：tK)(68542.013.2mNRTt 3.2.3 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。 如果 f ccos 1 /(R1- cSin 1) 就不會自鎖。 f=0.4 c= =)(2acm8.6)40(2 摩擦力的作用半徑 22 1 )sin2si()cos2(s )coRR 71)17()72054 SCCo =229.6mm 式中 000 234arcsin42 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 20 127o0 271 o32.9)sini(coarctn1 4.08.).i

48、8.16.29(si11 fR 所以制動器不會自鎖，合格。 3.3 襯片磨損特性的計算 摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工 情況，以及襯計(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響。因此在理論上計算磨損性能極為困 難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 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 為熱量而耗散的過程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制功器幾乎承擔了汽車全部 動能耗散的任務。此時，由于制功時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中。而被 制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能

49、量負荷。能量負荷越大， 則襯片(襯塊)磨損將越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式 制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因面有必要用一種相 對的量作為評價能員負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯 片(襯塊)摩擦面積的每單仿時間耗散的能量。通常所用的計量單位為 。比能量耗2/Wm 散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。 3.3.1 比能量耗散率（單位功負荷、能量負荷） 雙軸汽車單個后輪制動器比能量耗散率為 e2=m a ( v12 - v22 )(1-)/4tA 2 （3-

50、5） 其中： ma為汽車總質(zhì)量（t） ，初選乘用車 18t 為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動停車時 v2=0，認為 =1 v1為制動初速度，對于總質(zhì)量 3.5t 以上的貨車 v1=65Km/h(18m/s) j 為制動減速度，計算時一般取 j=0.6g m/s2 j=du/dt A2為后制動器襯片的摩擦面積 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 21 t 為制動時間，t=(v 1-v2) / j =(18-0)/0.6g=3.07 s 為制動力分配系數(shù)，=F f1/( Ff1+Ff2) 前軸車輪的制動器制動力 F f1=Z 1 后軸車輪的制動器制動力 F f2=Z 2 取 軸距 L=4.6m 質(zhì)心

51、高度 hg=1.2m 汽車質(zhì)心離前軸距離 L1=3.0m 汽車質(zhì)心離后軸距離 L2=1.6m 附著系數(shù)=0.7（見表 3-4） 表 3-4 路面狀況與附著系數(shù)對應表 Tablet 3-4. Pavement behavior and coefficient of adhesion correspondence table 路面狀態(tài) 附著系數(shù) 干燥水泥路面 0.71.0 潮濕水泥路面 0.40.6 Ff1= Z1 =G(L 2+hgj/g)/L =0.7160009.8(1.6+1.20.69.8/9.8)/4.6=55357 N Ff2= Z2 =G(L1-h gj/g)/L =0.71600

52、09.8(3.0-1.20.69.8/9.8)/4.6 =54402 N =55357/(55357+54402)=0.51 e2=116000 (182-0)(1-0.51)/(43.07140000) =1.47W/mm21.8 W/mm 2 合格。 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 1.8W/ mm 為宜 2。2 3.3.2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 f0 (比摩擦力) 單個車輪制動器的比摩擦力為： Ff0 （3-6）RATf 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 22 式中：T f單個制動器的制動力矩 R制動鼓半徑 A單個制動器的襯片摩擦面積 由前面計算 Tf=202620.5=

53、10131 R=205mm A=120000mm 代入式得 Ff0=0.42N/mm20.48N/mm2 3.3.3 駐車制動計算 圖 3-3 為汽車在上坡路上停駐時的受力情況: 圖 3-3 汽車在上坡路上停駐時受力分析 Fig3-3. Stress Analysis of the ascent vehicle docked 上、下坡時可能停駐的極限坡路傾角為: =arc tanL 1/(L-h g) = arc tan0.71.6/(4.6-0.71.2) =16.5 = arc tanL 1/(L+h g) = arc tan0.71.2/(3.0+0.70.6) =12.3 經(jīng)過計算 與

54、 都不小于 16%20%， 合格。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 23 3.4 制動鼓主要零部件的結構設計 3.4.1 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。制動鼓 的材料應于摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 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。鼓筒變形后的布圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這 些現(xiàn)象發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也常加

55、 鑄一些軸向肋條以提高其散熱性能。也有在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵 內(nèi)鼓筒，組合構成制動鼓。 制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行 程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動 鼓的剛度。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。 制動鼓相對于輪轂的對中是以某一直徑的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固 后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其 許用不平衡度對轎車為 15Ncm-20Ncm；對貨車為 30Ncm-40Ncm。 制動鼓壁厚的

56、選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容 量，但試驗表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。 一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 7mm-12mm；中、重型載貨汽車為 13mm-18mm。制動鼓 在閉口一側(cè)外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。 本車選用 HT200 鑄造制動鼓 3.4.2 制動蹄 轎車和微型、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。制動蹄的結構尺寸和斷面 形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向曹，使 蹄的彎曲剛度小

57、些，以便使制動蹄摩擦襯片于制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片 的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形 和 字形幾種。 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 24 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為 3mm-5mm；貨車的約為 5mm-8mm。摩擦襯 片的厚度，轎車多為 4.5mm-5mm；貨車多為 8mm 以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上， 粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 本車制動蹄 HT200 鑄造 3.4.3 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。制動底板承

58、受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼 板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH37012 的 制動底板。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。 3.4.4 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(jīng)高 頻淬火處理。凸輪及其軸是由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘 固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開。 滾輪由 45 號鋼制造并高頻淬火。 3.4.5 摩擦材料 摩擦材料的基本要求： 1）摩擦系數(shù)高而穩(wěn)定。一般摩擦材

59、料的摩擦系數(shù)，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。 2）耐磨性好。 3）有一定的機械強度和良好的工藝性。 4）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能。 5）容許比壓力大及不傷制動輪。 當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調(diào) 整摩擦性能的填充刑(出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)勺噪聲消除別(主要成分為石 墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差故應佐按襯片或襯塊規(guī)格模 壓。其優(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摩擦性能及 其他性能。無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或

60、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。若金屬纖維和粉末的含 量在 40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在美、歐各國廣泛用于轎車的盤式制動 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 25 器上，已成為制動摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占 總質(zhì)量的 60%-80%） ，摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶 金方法制成。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。 3.4.6 支承 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具 有支承銷

61、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(diào)。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛 鑄鐵(KTH 37012)或球墨鑄鐵(QT 40018)偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好件 并防止這些零件的腐蝕磨損。 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(cè)向偏擺。有時在 制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張 開機構調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 26 4 氣壓制動驅(qū)動機構的設計計算 氣壓制動系必須采用空

62、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;管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢,作用滯后時間較長(0.30.9s),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;管路工作壓力較低(一般為 0.50.7MPa),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(qū)動制動蹄,使非簧載質(zhì)量增大;另外,制動氣 室排氣時也有較大噪聲。圖 4-1 為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。 圖 4-1 氣壓雙回路制動系示意圖 Fig4-1.Schematic diagram of dual-circuit brake

63、 system pressure 1氣喇叭；2氣喇叭開關；3氣壓調(diào)節(jié)閥；4前制動器室；5雙針氣壓表；6主儲氣筒（供后 制動器） ；7放水閥；8低壓報警器；9取氣閥；10儲氣筒單向閥；11主儲氣筒（供前制動器） ； 12快放閥；13后制動器室；14連接頭；15掛車分離開關；17梭閥；18安全閥；19濕儲 氣筒；20并列雙腔制動閥；21單缸空氣壓縮機 此制動系統(tǒng)中，它備有兩個主儲氣筒 11 和 6。單缸空氣壓縮機 21 輸出的壓縮空氣首 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 27 先經(jīng)儲氣筒單向閥 9 進入濕儲氣筒并進行油水分離，然后分為兩個回路：一個回路經(jīng)主 儲氣筒 11 及并列雙腔制動閥 20 的

64、后腔，通向前制動器室 4；另一回路經(jīng)主儲氣筒 6 及并 列雙腔制動閥 20 的前腔和快放閥 12，通向后制動氣室 13。當其中一個回路因故障而失 效時，另一回路可繼續(xù)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。然而，絕不應如此僅利用一個制動回路長時間行車，以免發(fā)生意外。 其中，空氣壓縮機以壓力達到 1.0Mpa 的壓縮空氣向貯氣罐充氣但由調(diào)壓器調(diào)定的貯 氣罐壓力，一般為 0.670.73Mpa 而安全閥限定的貯氣罐最高壓力則為 0.9Mpa 左右。 為了在空氣壓縮機停止工作的時間內(nèi)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，在計算

65、時可取工作氣壓為 0.6Mpa，貯氣罐有 也應有較大的容積儲備。為了減少氣壓制動系統(tǒng)尤其是貯氣罐的體積和質(zhì)量，個別車型 也有采用貯氣罐壓力達 1.8Mpa、工作壓力達 0.9Mpa 的高壓氣制動系統(tǒng)的。 氣壓系統(tǒng)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。為此，就要進行初步 的設計計算。 4.1 制動氣室 制動氣室有膜片和活塞式兩種。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?；钊街苿託馐?的行程較長，推力一定，但有摩擦損失。 制動氣室輸出的推桿推

66、力 Q 應保證制動器制動蹄所需的張力。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 Q= 13= 8705N （4-1）（ 21pha 式中:a/2-P1P2 對凸輪中心的力臂； h-Q 力對凸輪軸線的力臂。 根據(jù)凸輪形狀的不同，a 和 h 可能會隨凸輪轉(zhuǎn)角而變化 a 取 30mm，h 取 328mm。 為了輸出推力 Q,則制動氣室的工作面積應為 A= = cm2 （4-2）pP2)1(aQ1450687 式中：p-制動氣室的工作壓力。 對于活塞式制動氣室： 馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 28 A= 2D4 式中:D-活塞或氣缸直徑。 hpP1a）（ 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= 13 （4-3）（ 22dD1 = cm2.149)015(4.322 式中:D-制動氣室殼體夾持膜片處的內(nèi)徑：D=155mm d-膜片夾盤直徑:d=120mm D 和 d 由表 4-115選取,重型貨車初選型號為 24 表 4-1 膜片式制動氣室的參數(shù) Tablet. Diaphragm brake chamber