车辆工程毕业设计论文-售货车二类底盘设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-售货车二类底盘设计(编辑修改稿)内容摘要：

动钳的制动块可兼用于驻车制动。 （ 2）全盘式 在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。 由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。 通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如 下均一些突出优点 : （ 1）制动稳定性好 .它的效能因素与摩擦系数关系的 Kp曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。 所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。 （ 2）盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。 （ 3）输出力矩平衡 .而鼓式则平衡性差。 （ 4）制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。 （ 5）车速对踏板力的影响较小。 综合以上优缺点最终确定本次设计采 用 四轮盘式制动器。 选用 浮动盘式 8 制动器。 制动驱动机构的结构形式选择 根据制动力原的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。 而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压 液压式的区别。 简单制动系 简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。 而传力方式又有机械式和液压式两种。 机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。 液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用 于行车制动装置。 其优点是作用滞后时间短 (o． 1s— o． 3s)，工作压力大 (可达 10 MPa— 12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。 但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。 另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时 (25℃和更低时 )，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。 液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及 以下的货车和部分中型货车上。 但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车已极少采用。 动力制动系 动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控 9 制元件的操纵。 在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。 动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系 3 种。 （ 1） 、气压制动系 气 压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为 8t 以上尤其是 15t 以上的载货汽车、越野汽车和客车上。 但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长 (o． 3s— o． 9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件 —— 继动阀 (即加速阀 )以及快放阀；管路工作压力较 低 (一般为 o． 5MPa— o． 7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。 （ 2） 、气顶液式制动系 气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。 它兼有液压制动和气压制动的主要优点。 由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。 显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为 9t— 11t 的中型汽车上也有所采用。 （ 3） 、全液压动力 制动系 全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。 但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。 伺服制动系 伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置．使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制 10 动 系。 在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。 因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。 按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。 其伺服能源分别为真空能 (负气压能 )、气压能和液压能。 液压分路系统的形式的选择 为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管 路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。 II 型回路 前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称 II 型。 其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸 (或单制动气室 )鼓式制动器相配合，成本较低。 这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。 这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制 11 动抱死就会失去转弯制动能力。 对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由 于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。 X 型回路 后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称 X 型。 其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持 50％的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。 此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。 因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值 (至 20 mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。 其他类型回路 左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称 KI 型。 两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称 LL 型。 两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称 HH型。 这种型式的双回路系统的制功效能最好。 HI、 LL、 HH 型的织构均较复杂。 LL 型与 HH 型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的 50％左占。 HL 型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与 LL 型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。 综合以上各个管路的优缺点最终选择 X 型管路。 12 液压制动主缸的设计方案 为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，一些轿车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。 双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。 轿车制动主缸采用串列双腔制动 主缸。 如图 2— 3所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。 储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。 在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各 自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。 主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。 当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。 在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。 当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。 图 2— 3 制动主缸工作原理图 撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。 若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。 此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。 此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的 13 值。 若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板 时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。 但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。 由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，串联双腔制动主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。 大大提高了工作的可靠性。 14 本章小结 本章通过介绍制动系统中的 制动器的结构形式，制动驱动机构的结构形式，液压分路系统的形式以及制动主缸的结构形式 以及它们各自的优缺点。 再根据 售货车二类底盘 的特点， 来确定 售货 车制动系统中各个机构的类型。 15 第 3 章 制动系统设计计算 制动系统主要参数数值 相关主要技术参数 整车质量： 空载： 1210kg 满载： 1585kg 轴荷分配： 前轴 后轴 空载 7380N 8550N 满载 4720N 7300N 质心位置： 空载： a=1014mm b=1586mm 满载： a=1197mm b=1403mm 质心高度： 空载： hg=950mm 满载： hg=850mm 轴 距： L=2600mm 轮 距 : L0 =1480mm 最高车速： 187km/h 车轮工作半径： 295mm 轮 胎： 235/70R16 同步附着系数： 0 = 同步附着系数的分析 (1)当  ＜ 0 时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； (2)当  ＞ 0 时：制动时总是后轮先抱死， 这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性； (3)当  ＝ 0 时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也 16 丧失了转向能力。 分析表明，汽车在同步附着系数为  的路面上制动 (前、后车轮同时抱死 )时，其制动减速度为 gqgdtdu0，即 0q ， q 为制动强度。 而在其他附着系数  的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度 q ＜  这表明只有在  ＝ 0 的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出轿车 0  ，故取 0 = 制动器有关计算 前轮盘式制动器主要参数确定 （ 1） 制动盘直径 D 制动盘的直径 D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，但制动盘受轮辋直径的限制。 通常为轮辋直径的 70%～ 79%。 轮毂直径为 355mm，机制动盘直径的范围为 ～。 本次设计取 260mm。 （ 2） 制动盘厚度选择 制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。 为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。 通常，实心制动盘厚度可取为 10 mm～ 20 mm；只有 通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为 20 mm～ 50 mm，但多采用 20 mm～30 mm。 本次设计选取 通风盘 制动盘厚度为 25mm。 （ 3） 摩擦衬块内半径 R1 与外。