(毕业设计)福田轻型货车制动系统设计说明书(编辑修改稿)

(毕业设计)福田轻型货车制动系统设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

效能较低。 故用于汽车制动时所需制动促动管路压力较高。 一般用于伺服装置 本科生毕业设计（论文） 8 2）难以完全防止尘污和锈蚀 3）兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂。 盘式制动器又称为碟式制动器，这种制动器 兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂 ,摩擦片的耗损量较大，成本贵， 衬块工作面 小 ，磨损快，使用寿命短，需要用高材质的衬块 ，需要的制动液压高，必须要有助力装置的车辆才能使用，所以只能适用于轿车和一些微型车上，不适合用于货车上 ，因此我们选用鼓式制动器。 制动驱动机构的结构 形式 制动驱动机构用于将驾驶员或 其它力源的力传给制动器 ，使之产生需要的制动转矩。 制动系 统 工作的可靠性在很大程度上取决于制 动驱动机构的结构和性能。 所以首先 保证 制动驱动机构工作可靠 性 ；其次是制动 力 的产生和撤除都应尽可能快，充分发挥汽车的制动性能；再次是 制动驱动机构 操纵轻便省力；最后是加在踏板上的力和踩下踏板的距离应该与制动器中产生的制动 力矩 有一定的比例关系。 保证汽车在最理想的情况下产生制动力矩。 根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。 简单制动系 简单制动系即人力制动系，是 单 靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的传递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，结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低， 传动比小，润滑点多，且难以保证前后轴制动力的正确比例和左右轮制动力的均衡所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。 因为这种方式结构简单、经济性好， 工作可靠等优点广泛地应用于中，小型汽车的驻车制动器中。 液压制动用于行车制动装置。 制动的 优点是作用滞后时间短 (～ )，工作压力大 (可达 10MPa～ 12MPa)，缸径尺寸小，可以安装 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， 而不需要制动臂等传动件。 这样就减少了非黄载质量。 液压制动也有器缺点。 主要是过度受热后会有一部分制动液液化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效，液压制动广泛应用在轿车，轻型货车及一 部分中型货车上。 本科生毕业设计（论文） 9 动力制动系 动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源，驾驶员施加于踏板或手柄上的力仅用于回路中的控制元件的操纵。 从而可式踏板力较小，同时又又适当的踏板行程。 （ 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 (～ )，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 ～ )，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 了 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，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中增加由其他能源提供的助力装置，使人力与动力并用。 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 本科生毕业设计（论文） 10 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。 综上所述，经过比较与分析，本次设计轻型货车采用液压传动。 制动管路的形式 选择 为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全， 制动管路一般都采用分立系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分属于两个或更多的相互隔绝的回路。 这样，即使其中 一个 回路失效后，另一个回路仍然可以起作用。 一般多设计成双回路。 下图为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的 5 种分路方案图。 选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。 （ a） （ b） （ c） （ d） （ e） 图 2— 2 双轴汽车液压双回路系统的 5 种分路方案图 1— 双腔制动主缸 2— 双回路系统的一个回路 3— 双回路系统的另一分路 图 2— 2（ a） 为 一轴对一轴 II型，前轴制动器与后桥制动器各用一各回路。 其特点 是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别使商用车上用的最广泛。 对于这种形 式，若后轮制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。 对于采用前轮驱动因而前轮制动强于后轮的乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足，并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。 图 2— 2（ b） X 型 的结构也很简单 ， 直行制动时任一回路失效， 剩余的总制动力都能保持正常值的 50%， 但是，一旦某一管路破损造成制动力不对称，此时 本科生毕业设计（论文） 11 前轮超制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。 因此这种方案适用于主销偏移距为 （ 达 20mm）的汽车上，这时 ， 不平衡的制动力使车轮反向转动 ，改善了汽车稳定性。 图 2— 3（ c） 一轴版对半轴 HI型。 两侧前制动器的半数轮缸和全部后轮制动器轮缸属一个回路，其余的前轮缸属另一回路。 图 2— 4（ d） 半轴一轮对半轴一轮 LL 型。 两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器器作用。 图 2— 5（ e） 双半轴对双半轴 HH 型。 每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸器作用。 这种形式的双回路制动效能最好。 HI， LL， HH型的结构均 比 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， 剩余的总制动力可达到正常值的 50%左右。 HI 型单用 一轴半回路时剩余制动力较大， 但此时与 LL 型一样，紧急制动情况下后轮极易先抱死。 综合各 个 方面的因素和比较各回路形式的优缺点。 本次设计 选择了 为一轴对一轴 II 型 液压 制动主缸 方案 的设计 为了提高汽车的行驶安全性，现代汽车的行车制动装置均采用双回路制动系统。 双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，因此用与单回路制动系的单腔制动主缸已被淘汰。 制动主缸由灰铸铁制造，也可以采用低碳钢冷挤成形；活塞可用灰铸铁，铝合金或中碳钢制造。 主缸的作用是将驾驶员踩到制动踏板上的压力传递到四个车轮的制动器以使汽车停车。 主 缸将驾驶员在踏板上的机械压力转变为液压力，在车轮制动器处液压力转 （ 变为机械力。 主缸利用液体不可压缩原理，将驾驶员的踏板运动传送到车轮制动器。 主缸由储液罐和主缸体构成。 储液罐提供主缸工作的制动液。 现在的所有储液罐都是分体设计，即两个独立的活塞有两个独立的储液区域。 分体设计分别为前轮和后轮，或一个前轮一个后轮的液压系统供液，以防一个液压系统失效影响另一个液压系统。 本次设计采用的制动主缸为串列双腔制动主缸。 如图 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 本科生毕业设计（论文） 12 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 15 推动后腔活塞 12 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 7 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。 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 7 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 12 前移，而不能推动前缸活塞 7，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。 本科生毕业设计（论文） 13 第 3 章 制动系统主要参数的确定 轻型货车 主要技术参数 设计参数： 整车质量：满载： 5200kg，空载： 2200kg 质心位置： a= b= ，重心高度： hg=(空载 )hg=（满载） 轴距： L= 轮距 : B= 轮胎规格 ： — 16 同步附着系数的 0 的确定 轿车制动制动力分配系数  采用恒定值得设计方法。 欲使汽车制动时的总制动力和减速度达到最大值，应使前、后轮有可能被制动同步抱死滑移，这时各轴理想制动力关系为 F 1 +F 2 = G F 1 / F 2 =（ L2 G） /(L1 hg) 式中： F 1 ：前轴车轮的制动器制动力 F 2 ：后轴车轮的制动器制动力 G：汽车重力 L1：汽车质心至前轴中心线的距离 L2：汽车质心至后轴中心线的距离 hg：汽车质心高度 由上式可知，前后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力是  的函数，如果汽车前后轮制动器制动力能按 I曲线的要求匹配，则能保证汽车在不同的附着系数的路面制动时，前后轮同时抱死。 然而，目前大多数汽车的前后制动器制动力之比为定值。 常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，并以符 本科生毕业设计（论文） 14 号  来表示，即  = F1 / F2 当汽车在不同  值的路面上制动时，可能有以下 3 种情况。 1)当  ＜ 0 时，  线在 I线下方，制动时总是前轮先抱死。 这是一种稳定工况，但在制动时汽车有可能丧失转向能力，附着条件没有充分利用。 2)当  ＞ 0 时，  线在 I线上方，制动 时总是后轮先抱死，因而容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。 3）当  = 0 时，前、后轮同时抱死，是一种稳定的工况，但也失去转向能力。 前、后制动器 的 制动器制动力分配系数影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。 要确定  值首先要选取同步附着系数 0。 根据汽车知识手册查表得 一般货车取 0 = 本次轻型货车设计取取0 = 前、后轮制动力分配系数  的确定 根据公式： 制动力分配系数  =（ b+ 0  hg） /L 得：  =（ 1600+ 820） /3600= 式中 0 ：同步附着系数 b ：汽车重心至后轴中心线的距离 L：轴距 hg:汽车质心高度 鼓 式制动器主要参数的确定 1）制动鼓 直径 D 轿车 D/Dr=~ 货车 D/Dr=~ 这里选 D/Dr= Dr=16= D== 所以，前 后轮制动鼓 直径 D=330mm 2） 摩擦衬片宽度 b和 包角 θ 制动鼓半径 R 确定后，摩擦衬片的宽度 b 和包角θ便决定 了衬片的摩擦面积 Ap，Ap 越大则制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好 Ap随汽车总重而增加，给定的轻型总重量 Ga=5200。