毕业设计（论文）公路载重汽车制动器设计

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1、CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计毕业设计（论文）题 目 CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计姓 名_ 学 号_ _ 院（系）_ 机 械 工 程 学 院 专业班级_ 机械设计制造及自动化 指导教师_ 职 称_ _ 评 阅 人_ _ _ 职 称_ 2008年 6 月 10 日摘 要 随着科学技术的进步和人们物质生活水平的提高，人类社会对汽车的安全性，特别是制动安全性能提出了越来越高的要求。汽车防抱死制动系统是一种在制动时能够自动调节车轮制动力，防止车轮抱死以取得最佳制动效果的制动系统。该系统能够有效的缩短制动距离、提高制动时的方向稳定性，对汽车的行驶安全具有重要

2、的意义。车辆的制动系统性能是其重要性能之一，它直接关系到交通的安全。重大交通事故的发生，往往与制动距离过长，紧急制动时车轮抱死发生侧滑、甩尾、失去方向稳定性等情况有关。防抱死制动系统是一种在制动时能自动调节制动管路压力，使车轮不致抱死，以提高汽车行驶稳定性和制动安全性的自动调节系统。防抱死制动系统能够提高车辆安全性，具有明显的社会效益和经济效益。关键词：制动器 制动性能 汽车防抱制动系统重庆科技学院本科生毕业设计 英文摘要ABSTRACT With the development of science and technology and the improvement of the peop

3、les standard of living, humans requirement of the vehicle security become higher and higher, especially the braking security. Anti-lock braking system (ABS) is a kind of device, which can regulate the wheels braking force automatically, prevent the wheels from locking and acquire the best effect dur

4、ing braking. This device is significant to steering safety. The brake system performance is one of the vehicles main function. It directly has a bearing on the traffic safety, the serious accidents always relate to the too long brake distance, wheel brake with emergency brake and then led to sidesli

5、p, swing or lose direction stability. Anti-Braking lock System can automatically adjust brake line pressure when the brake happens, and lead no wheel braking lock, it is an automatic regulation system which can improve the vehicle running stability and its brake safety. Anti-Braking lock System can

6、improve the vehicle safety and it has obvious social benefits and economic benefits.Keywords: Brakes；Brake Performance ；Anti-lock Braking systemCQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计目 录中文摘要英文摘要1绪 论11.1汽车防抱制动系统11.2汽车制动性能的评价11.3汽车防抱制动系统的特点21.4汽车制动器国内外研究现状分析21.5研究本课题的目的和意义32制动器设计依据43制动器方案选择与确定53.1鼓式制动器53.2盘式制动器63.

7、3方案选择与确定74制动器的设计与验算84.1整车制动时所需前、后轮制动力矩的确定84.2制动器主要结构参数的确定及有关计算94.3制动器制动力矩的验算134.4制动器的耐磨性验算185整车制动性能的分析与验算215.1理想制动力分配曲线（I线）215.2车轮的滑移界限线215.3实际制动力分配曲线（线）236系统主要零部件的强度校核276.1凸轮轴的强度校核276.2凸轮轴上花键的强度校核29总 结31致 谢32参考文献33附录1 图纸CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计1 绪论安全、经济、环保是当今汽车技术发展的三大趋势。在汽车普遍成为人们代步工具的今天，汽车的安全性不仅与

8、车辆乘用者的安全联系紧密，也直接影响到其它交通工具，如自行车、摩托车使用者乃至行人的安全。当汽车以较高的车速在表面潮湿或有冰雪的路面上紧急制动时，很可能会出现这样一些危险的情况车尾在制动的过程中偏离行进的方向，严重的时候会出现汽车旋转掉头，汽车失去方向稳定性，即产生侧滑另外，在制动过程中驾驶员控制不了汽车的行驶方向，即汽车失去方向可操纵性。若在弯道制动，汽车会沿路边滑出或闯入对面车道，即便是直线制动，也会因为失去对方向的控制而无法避让对面的障碍物。产生这些危险的原因在于汽车车轮在制动过程中产生抱死现象。此时，车轮相对于路面的运动不再是滚动，而是滑动。路面作用在轮胎上的侧滑摩擦力和纵向制动力变得

9、很小。路面越滑，车轮越容易出现抱死现象同时汽车制动的初速度越高，车轮抱死所产生的危险性也越大。据西方一些国家的统计资料表明，发生人身伤亡的交通事故中，在潮湿路面上约1/3与侧滑有关;在结冰路面70%80%与侧滑有关。而侧滑事故中50%是由于制动引起的。由此可见在制动时，确保车体方向稳定性和转向性，减少制动侧滑并缩短制动距离是十分重要且必要性的。1.1 汽车防抱制动系统汽车防抱制动系统（Anti-lock Braking system，简称ABS）是基于车辆轮胎与路面之间的附着性能随滑移率改变而改变的基本原理而开发的高技术装置，它从防止制动过程中车轮“抱死”的角度出发，避免车辆后轮侧滑和前轮丧失

10、转向能力，提高车辆对地面附着能力的利用率，从而达到改善车辆制动稳定性、操纵性和缩短制动距离等目的。1.2汽车制动性能的评价汽车制动性能的评价指标主要有三方面1.2.1制动效能汽车在一定车速行驶时，采取制动措施后能使之停下的距离、时间及相应的制动减速度。它是制动性最基本的评价指标。1.2.2制动时汽车的方向稳定性维持原有的行驶方向，不发生跑偏，侧滑，不失去转向功能的性能。1.2.3制动效能的恒定性汽车在连续多次制动或涉水后仍具备必要的制动功能的能力，即抗衰退性。抗衰退性是指汽车在繁重工作条件下制动时如下长坡时长时间连续制动，制动器温度升高后，其制动效能的保持程度。1.3汽车防抱制动系统的特点以提

11、高汽车安全行驶性能为目的的各种装置，其原理都是充分利用轮胎和地面的附着系数，主要采用控制制动管路液压的方法，给各车轮施加最合适的制动力，从而使各个车轮处于最佳的运动状态。其具有以下特点: 能够缩短制动距离这是因为在同样紧急制动情况下，系统可以将滑移率控制在最佳滑移率附近，即可获得最大的纵向制动力的结果。可增加汽车制动时的稳定性汽车在制动时，四个车轮子的制动力是不一样的，如果汽车的前轮抱死，驾驶员就无法控制汽车的行驶方向，这是非常危险的倘若汽车的后轮先抱死，在很小的侧向干扰力下，则会出现侧滑、甩尾，甚至使汽车整个调头等严重事故，车轮抱死将难以保证汽车的行车安全。ABS系统可以防止四个车轮制动时被

12、完全抱死，提高了汽车行驶的稳定性。资料表明:装有ABS系统的车辆，可使因车轮侧滑引起的事故比例下降8%左右。改善了汽车轮胎的磨损状况事实上，车轮抱死会造成轮胎的磨损，轮胎面磨损也会不均匀，使轮胎消耗增加。经测定，汽车在紧急制动时，车轮抱死所造成的轮胎累加磨损费己超过一套防抱死制动系统的造价，因此,装用ABS系统具有一定的经济效益。使用方便、工作可靠ABS系统的使用与普通的制动系统的使用几乎没有区别。制动时只要将脚踏在制动踏板上，ABS系统就会根据汽车的运行情况自动进入工作状态，如遇雨雪路滑，驾驶员也没有必要用一连串的点刹车进行制动，系统会使制动状态保持在最佳点。而常规的机械制动系统中，司机经常

13、采用点刹车踏板，以避免车轮抱死，但是点刹车要求司机有很高的驾驶技术，才能达到最佳制动。ABS系统工作十分可靠，并有自诊断能力，若它发现自身系统内部有故障，就会自动记录，并点燃黄色ABS故障指示灯，让普通制动系统继续工作。此时维护人员可以根据记录的故障(以故障码的形式输出)进行修理。1.4汽车制动器国内外研究现状分析1.4.1汽车制动器国内研究现状分析我国对ABS的研究开始于20世纪80年代初，现在已进入产品试制和在车辆上试装的阶段，ABS的研究项目被列入“九五”科技攻关计划。国产的主要问题是路面识别不够理想、可靠性较差和性能价格比较差。增强国产的竞争能力，迫切需要对的关键技术和控制软件等进行深

14、入的研究。1.4.2 汽车制动器国外研究现状分析 20世纪初，原始的装置就安装在铁路机车上，用于减少车轮的磨损。在30年代，机械式防抱制动系统（MABS）开始在火车和飞机上应用，德国公司Bosh在1936年第一个获得通过电磁式车轮转速传感器得到车轮转速的制动防抱死专利权，这是ABS系统发展史上的一个里程碑。目前，在美国、西欧、日本等发达国家和地区，ABS已成为轿车的标准设备，装车率达到100%,在大型客车和货车上ABS的应用也日益普及。1.5 研究本课题的目的和意义汽车的制动性是汽车的主要性能之一。它直接关系到交通安全，是汽车行驶的重要保障。据资料统计，目前大部分重大交通事故与制动距离太长、紧

15、急制动时发生侧滑等情况有关。因此，改善汽车的制动性是保证车辆安全高效运输的一个重要前提。汽车防抱制动系统是一种主动安全装置。它从防止制动过程中车轮抱死的角度出发，避免车辆后轮侧滑和前轮丧失转向能力，提高车辆对地面附着能力的利用率，从而达到改善车辆制动稳定性、操纵性和缩短制动距离等目的。值得注意的是，在制动时确保车体方向稳定性和转向性是汽车防抱制动系统的主要目的，而缩短制动距离是在达到主要目的时的附带所得。30CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计2制动器设计依据CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计，该车常在多雨坡路弯道多的山区行驶，驱动型式为64，中后桥为平衡悬挂

16、联结。对自己的产品进行设想、分析，并与国内外同类产品比较，参考国内外相应的设计标准，提高汽车的制动性能。在现有条件下，能够最大限度地适用现有车型。设计任务书中所给主要设计数据空车总重： G。=12000 kg满载总重： Ga = 32000 kg 静轴负荷分配 空载：G。前= 6000kg G。后=6000 kg满载：Ga前=6400kg Ga=25600kg 重心高度 空载hg。=940mm 满载hga=1480mm轴距 L=5200mm (前轴至平衡轴中心)轮胎 12。0024 滚动半径r=540mm制动分室活塞作用面积： A前=150 (平方厘米) A后=173 (平方厘米)系统工作压力

17、 P。min=0.52n/平方毫米 （起步气压） P。max=0.8n/平方毫米 （最大工作压力）经计算：重心距前轴距离 空载： 满载：重心距平衡轴中心距离 空载： 满载： 注：本文在计算过程中，为了方便计算，取：1kg=10N;g=10; 计算单位全部采用国际单位制。CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计3制动器方案选择与确定3.1 鼓式制动器3.1.1 轮缸式制动器轮缸式制动器一般分为领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、单向和双向自增力式制动器。 领从蹄式制动器 BJ2020N型汽车后轮制动器为领从蹄式制动器。这种制动器制动效能比较稳定，结构简单可靠，便于安装，广

18、泛用作货车的前、后轮制动器和轿车的后轮制动器。双领蹄式制动器BJ2020N型汽车前轮制动器为双领蹄式制动器。这种制动器，在前进制动时，两蹄都是领蹄，制动器效能得到提高。但倒车时为双从蹄式，制动效能有所降低，两蹄片的受力相同，磨损均等，且蹄片作用于鼓的力是平衡的。双从蹄式制动器将双领蹄式制动器翻转180度就变成双从蹄式制动器。这种制动器的前进制动效能低于双领蹄式制动器和领从蹄式制动器，但其效能对摩擦系数变化的敏感程度较小，即具有良好的制动效能稳定性。单向双向自增力式制动器 单向和双向自增力式制动器的区别是：轮缸中活塞数目不同。BJ2021越野汽车后轮制动器、日本丰田皇冠轿车后轮制动器、BJ104

19、0型前轮制动器采用了双向自增力式制动器。这种制动器在前进制动和倒车制动时效能一致，双向自增力式制动器适用于轿车后轮，因为便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的前轮，因倒车时对前轮制动器的要求不高。制动器随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况的不同可在很大范围内变化，自增力式制动器的效能对摩擦系数的依赖性最大，因而其效能的热稳定性最差。此外，在制动过程中，自增力式制动器制动力矩的增长在某些情况下显得过于急速。3.1.2 凸轮式制动器 目前，所有国产汽车和部分国外汽车的气压制动系中，都采用凸轮促动的车轮制动器，而且大都设计成领从蹄式。凸轮促动的双向自增力式制动器只宜用作中央制动

20、器。3.1.3 楔式制动器 楔式制动器中两蹄的布置可以是领从蹄式，也可以是双向双领蹄式。作为制动蹄促动件的制动楔本身的促动装置可以是机械式、液压式或气压式。3.2 盘式制动器3.2.1 钳盘式制动器由工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成制动块，每个制动器中有2-4块，这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中。钳盘式制动器散热能力强，热稳定性好，故大多数轿车和轻型货车广泛采用这种制动器。定钳盘式制动器定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧都装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。缺点：1）油缸较多，使

21、制动钳结构复杂；2）油缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动盘的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装在现代化轿车的轮内；3）热负荷大时，油缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化；4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。浮钳盘式制动器浮钳盘式制动器的制动钳一般是设计得可以相对于制动盘轴向滑动。其中只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块附装在钳体上。全盘式制动器制动盘的的全部工作面可同时与摩擦片接触。全盘式制动器主要用于重型汽车。盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点：1） 一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小，即效能较稳定；

22、2） 浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常；3） 在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小；制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会象制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大；较容易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。盘式制动器的缺点：1） 效能较低，故用于液压制动系时所需制动促动管路压力较高，一般要用伺服驱动装置.2） 蒹用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮上的应用受到限制.目前，盘式制动器已广泛用于轿车，但除了小在一些高性能轿车上用于全部车轮以外，大都只用作前轮制动器，而与后轮的鼓式制动器配合，以期汽车有较高的

23、制动时的方向稳定性。3.3 方案选择与确定 根据以上制动器的优缺点，选用轮缸式领从蹄式制动器。结构型式选凸轮张开机构的蹄鼓式（领从蹄式）制动器，根据已知轮胎规格可知轮辋直径为2425.4=609.6mm,据有关资料推荐，制动鼓径与轮辋直径之比约为0.70-0.83，为保证制动鼓与轮辋间具有足够的散热间隙，故制动鼓直径选420mm。其次，本汽车前后制动凸轮轮廓选为“S”形，其工作表面为渐开线，这种凸轮结构作用力臂和传动比均为固定值，凸轮的工作行程与转角成正比，工作平稳，升程大。有了这种较大升程的凸轮，可以采用厚的摩擦衬片，摩擦衬片的耐用程度直接影响到制动器的使用寿命。参见国外及国内的一些重型栽重

24、汽车，制动摩擦片厚度一般在15-20mm之间，本制动器制动摩擦片厚度取15mm。 前后制动蹄一端装有滚轮，制动蹄通过滚轮与制动凸轮轴接触，以减少摩擦和磨损，这样是结构在载重汽车的气压驱动的制动器中应用日益广泛。 本制动器决定在防尘罩边缘处开两个对称（位于蹄中端）的检查孔，以便用厚薄规插入制动器内检查制动器间隙，其间隙的调整是靠调整臂中的蜗轮蜗杆机构来实现，调整臂本身位置不变。这种结构既有利于检查、维修，又有利于调整。CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计4制动器的设计与验算4.1 整车制动时所需前、后轮制动力矩的确定4.1.1 同步附着系数的确定同步附着系数是设计时确定前后轴制动

25、力分配比例的一种路面附着系数。在这种路面上，汽车前后轮产生的制动力矩正好等于路面的附着力矩，此时制动效果最好。根据设计任务书上所提供的汽车行使条件可知，CQ30.290/Z52/64型汽车经常在多雨、坡路弯道多的山区行驶，其车速很低，后轮抱死侧滑的机会不多，其后果也不如前轮抱死侧滑而失去转向能力那样严重，所以应选取较低的同步附着系数。现初选同步附着系数=0.30。4.1.2 制动器制动力分配系数的计算根据所选定的同步附着系数，由公式：= （4.1）计算出值 =0.28544.1.3 制动器最大制动力矩的确定对于常遇道路条件较差，车速较低，选取较小的=0.30，汽车在=0.7的路面上紧急制动时，

26、前后轴制动器所产生的最大制动力矩用下式计算： （4.2） （4.3）将已知数据代入（4-2）、（4-3）式得： =4829095.3（kgmm） =48290.95(Nm) =120913.5(Nm) 单个车轮制动器应有的最大制动力矩前轴单个车轮制动力矩： （4.4）后轴单个车轮制动力矩： （4.5）将数据代入（4-4）、（4-5）式得：4.2 制动器主要结构参数的确定及有关计算4.2.1 制动器结构参数见图4.1，图中各参数符号意义：图4.1 制动器结构O-v轴-制动摩擦片包角平分线O-X轴-最大压力线 R-制动鼓半径 a-制动器中心至蹄片轴中心距 c-制动器中心至凸轮中心距 N-等效压力

27、P-制动蹄端推力 - O-v轴与O-X轴的夹角 -N与O-v轴的夹角 -制动摩擦片包角 -的终边与OA的夹角 -OA与制动器竖直中心线的夹角 m-m-两支销中心距 f-支销中心与制动鼓中心距 s-新摩擦片滚轮中心与凸轮中心距 e-凸轮作用力臂 -P与轴的夹角 根据轮辋结构允许的尺寸，以及当制动器工作时各部件之间保证不发生干涉的情况下，并且与同类车型的结构尺寸相比，现初步选择主要参数值如表4.1所示。表4.1 制动器主要参数值结构尺寸Racmebt前制动器210160155381318615后制动器210160155381318615注：上表中b为衬片宽度，t为衬片厚度。4.2.2 凸轮张开机构

28、的主要参数的确定及凸轮特性的计算 制动凸轮工作表面设计为具有渐开线特性的曲面。其凸轮的作用力臂等于基圆半径，与凸轮转角无关。所以它在使用过程中始终具有固定不变的传动比。这种制动器工作稳定，对整车制动方向稳定也较有利。主要结构参数的确定及凸轮特性计算如图4.2所示e=常量 （4.6） （4.7） （4.8） （4.9）式中： e-凸轮作用力臂 -凸轮基圆半径，现定=13mm-滚轮中心位移 S-凸轮中心距与滚轮中心距，根据制动器结构，选初始值=40.4mm r-凸轮工作极径，选初始值=19.65mm -凸轮工作升程 -制动时凸轮转角图4.2凸轮主要结构当取不同值时，其计算及作图结果如表二所示，由表

29、中数值可以作出凸轮特性曲线，如附图3所示。制动凸轮的效率表4.2 凸轮的效率19.65040.400.8713200.3542.672.270.861322.83.1544.944.540.841325.45.7547.216.810.8313288.3549.59.100.821330.410.7551.7411.340.80133313.3554.0113.610.791335.415.7556.2815.880.78133818.3558.5518.150.771340.420.7560.8220.420.761342.823.1563.0922.690.75134525.3565.36

30、24.960.741347.427.7567.6327.230.731349.830.1569.929.500.7213备注作图值计算值计算值计算公式为： （4.10） （4.11）式中：-换算摩擦系数-滚轮孔和轴之间的摩擦系数，钢与钢，=0.18r-滚轮轴的半径R-滚轮的半径根据已确定的结构参数可得出=17.50mm R=20.75mm r=10mme=13mm =0.18将该组数据带入（4-10）（4-11）式得： （4.12）然后取不同的值便会得到不同的效率。计算结果见表4.2。从计算值中或从凸轮特性曲线图（见附图3）上可以看出随的增大而降低。4.3制动器制动力矩的验算验算时，系统效率取

31、为1，制动器的结构参数见图4.14.3.1制动器效能因数的确定领蹄的效能因数 = （4.13）式中： 取摩擦片摩擦系数，则：=则从蹄的效能因数从蹄的效能因数计算方法与领蹄的相同。但由于等效切向合力T的方向不同于领蹄，合力Q的方向也不同，因而计算公式为： （4.14）式中： 4.3.2制动力臂的确定 制动凸轮应该施加于蹄的作用力。公式为： （4.15）式中： -一个制动轮的制动力矩 R-制动鼓半径 -对蹄应施加的作用力 -各蹄的效能因数对前制动器： R=0.21m 则对领蹄：对从蹄：对后制动器： R=0.21m 则对领蹄：对从蹄：确定调整臂的长度如图4.3所示： 则又 式中参数含义： （4.16

32、）图4.3 调整臂 H-调整臂的长度e-凸轮力臂-领蹄作用力-从蹄作用力-制动工作气压，-制动分室作用面积-或与X-X轴的夹角，对前制动器： 对后制动器： 确定调整后调整臂的长度： 4.3.3前、后制动器制动力矩的验算：前制动器： （4.17） （4.18）联立（4-17）（4-18）得： =24037.86后制动器： （4.19） （4.20）联立（4-19）（4-20）可得： =30169.874.4制动器的耐磨性验算4.4.1 单位摩擦面积的汽车重量每块制动蹄上摩擦衬片上的摩擦面积整车六个制动器共12块制动蹄摩擦片 根据相关文献推荐，重型汽车的值为0.290.42。4.4.2 比摩擦力每

33、单位衬片摩擦面积的制动器摩擦力 （4.21） 公式中参数含义： -单个制动器制动力矩R-制动鼓半径，R=210mmA-单个摩擦衬片面积对前制动器：对后制动器：4.4.3 摩擦片最大单位压力 （4.22）公式中 =0.35对前制动器：对后制动器：根据相关资料推荐，汽车紧急制动时在2.53.0之间。4.4.4 比能量耗散率每单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，则： (4.23) (4.24) （4.25）式中：-汽车总重-回转质量换算系数、-制动初速度，和为m/sg-重力加速度g=10j-制动减速度，t-制动时间，sA-单个制动器的衬片摩擦面积-制动力分配系数 汽车在紧急制动到停车的情况下，=0，

34、这时可以取=1，则： （4.26） （4.27）已知数据：=32000Kg =30km/h =0.2854 根据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于为宜。CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计5整车制动性能的分析与验算5.1理想制动力分配曲线（I线）理想制动情况，即认为全部车轮都抱死滑移的情况，则： （5.1） （5.2）式中：、-分别为前、后轴的地面制动力、-分别为前、后轴的制动周缘力、-分别为前、后轴的地面附着力将已知参数代入（5-1）（5-2）式，则：5.1.1满载情况时5.1.2空载情况时在满载和空载情况下，当取不同值，-计算结果见表5.1。根据表5.1数据描点

35、，作图得I曲线，见附图1和附图25.2车轮的滑移界限线5.2.1在某一制动强度下，若前轮先抱死滑移，而后轮尚在滚动时，则：表5.1 力随的变化值 满载KN0.10.20.30.40.50.60.70.80.917.3116.4427.4040.1754.7171.1989.43109.49131.37155.0824.6947.5668.6087.83105.23120.81134.57146.51156.63164.92 空载KN0.10.20.30.40.50.60.70.80.916.2212.8719.9527.4735.4243.8152.6361.8871.5781.695.781

36、1.1316.0520.5324.5828.1931.3734.1236.4338.31 （5.3）上式即前轮滑移界限线的表达式。当仅有前轴制动时，则： （5.4）5.2.2若后轮先抱死滑移，而前轮尚在滚动，则： （5.5）上式为后轮滑移界限线表达式，当仅有后轴制动时，则： （5.6）5.2.3根据（5-4）、（5-6）两式和对应的同步抱死点作出各种路面上制动的滑移界限线，见附图1，附图2，其计算结果见表5.2。5.3实际制动力分配曲线（线）5.3.1前、后轴制动器的实际制动力 （5.7） （5.8）将数据代入（5-7）、（5-8）得：5.3.2实际制动力分配系数表5.2 滑移界限线变化值 满

37、载KN0.10.20.30.40.50.60.70.80.916.5913.5720.9928.8937.3146.3155.9566.2977.4489.4628.8948.4470.7691.93112.05131.20149.43166.82183.42199.28 空载KN0.10.20.30.40.50.60.70.80.916.1112.4519.0328.8732.9840.3848.0856.1264.4973.245.8911.5817.0722.3827.5132.4837.2841.9446.4450.81 （5.9）将数据代入（5-9）式得：满载情况，则同步附着系数为：

38、这与所选仅差0.0017，所以是合适的。空载情况，若采用制动力调节装置，使得，则：5.3.3根据、值并由公式，分别作出实际制动力分配曲线，见附图1和附图25.3.4制动效能的计算制动减速度j的计算 （5.10）1)满载时：2)空载时： 当汽车在的路面上制动时，前制动器制动力为： （5.11）后制动器制动力为： （5.12）将数据代入（5-11）、（5-12）式得：制动距离S的计算 （5.13）1)满载时， ， ，取2)空载时， 我国交通部门规定：车速为30km/h进行制动时，重型货车的制动距离不大于12m。通过计算，制动距离满足要求。从以上整个计算结果来看，可以达到设计使用要求。CQ30.29

39、0/Z52/64公路载重汽车制动器设计6系统主要零部件的强度校核6.1凸轮轴的强度校核由受力分析可知，后制动凸轮轴工作状况较前制动轴恶劣，故只需要校核后制动凸轮轴的强度。凸轮轴受力简图如图6.1所示。图6.1 凸轮轴受力简图6.1.1作用在凸轮轴上的扭矩 （6.1）6.1.2作用在凸轮轴的弯力 （6.2） （6.3） （6.4） （6.5）6.1.3 求支撑反力 、 （6.6） （6.7）6.1.4建立弯矩方程，并作出弯矩图和扭矩图，建立坐标DX如图6.1所示 （6.8） （6.9） （6.10）根据以上方程作出弯矩图和扭矩图如图四所示。6.1.5 危险截面的确定由弯矩图和扭矩图及凸轮轴截面尺

40、寸分析可知，危险截面可能为A-A，E-E，C-C。A- A截面：E-E截面：而抗弯截面模量： （6.11）抗扭截面模量：6.1.6 强度校核根据第四强度理论：进行校核。 （6.12）凸轮轴材料选为,查YB6-71标准可知，凸轮轴表面淬火硬度为HRC58-64，屈服极限，则安全系数为：查机械设计手册可知许用的安全系数为1.31.5，故该安全系数合适。又经校核，凸轮轴满足强度要求。6.2 凸轮轴上花键的强度校核 为了避免键齿工作表面压溃（静连接）或过度磨损（动连接），应进行必要的强度校核计算，计算公式如下：静连接 （6.13）式中： T-传递转矩（）-各齿间载荷不均匀系数，一般取=0.70.8，齿

41、数多时取较小值Z-花键的齿数l-齿的工作长度（mm）h-键齿工作高度（mm），取h=m=2-平均直径，=d=38mm现已知：，=0.8，Z=19，l=28mm, =38mm查机械零件设计手册中花键连接，采用静连接，使用和铸造情况良好，齿面经热处理得。故花键的强度合格。 渐开线花键连接的定心方式选为齿形定心，其特点是具有自动定心作用，有利于各齿均匀承载。CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计总结 通过整个制动器的设计计算，从制动器的选型、性能指标和主要零部件的强度校核，能够满足在CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计中任务书上的各项使用要求。本次毕业设计，在指导老师的

42、帮助下，顺利完成了设计任务。在设计过程中，初步了解和学会了有关制动器设计方面的一些基本知识。但是由于所学知识有限，对知识的综合运用能力还比较差，加上手中掌握的资料有限，在设计过程中有些不足，希望老师指正。 为了实现汽车制动过程中方向的稳定性和较大的制动力矩，需要控制汽车滑移率在理想滑移率附近的狭小范围之内。但是，由于汽车制动过程具有变化快、非线性明显、轮胎路面相互作用关系复杂等特点。因此开展这方面的研究工作不仅有理论意义，而且有实际的应用价值。32CQ30.290/Z52/64公路载重汽车制动器设计致 谢非常荣幸自己可以成为王谊副教授的门徒，特别感谢他给我的支持、鼓励和指导。经过几个月的努力学

43、习，终于完成了该课题的设计。在设计中尽管走了不少弯路，但弯路毕竟会有更多的风景可以领略，这种别样的收获，让我为之郁闷，也为之狂喜。感谢我的家人和朋友，他们始终关心着我的进步和发展！ 感谢我的朋友和同学，感谢他们对我在生活和学习上的关心和督促，感谢他们的理解和倾听。良好的心态是顺利完成论文所必需的，在这里我要向他们表示诚挚的谢意！ 申 雄 2008-6-1032重庆科技学院本科生毕业设计 参考文献参考文献1于洪水.发动机与汽车原理.北京：北京大学出版社 2005：258-2762李春明.汽车构造.北京：北京理工大学出版社 2005：200-2503陈有方.汽车原理及构造.重庆：重庆大学出版社 2

44、003：200-2404罗庆生.汽车制动摩擦片工作寿命与可靠性研究J. 汕头大学工学院，2006(2)5胡春林.材料力学.北京：高等教育出版社 1997，5：63-2616纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社 2001：22-3987赵万华.机械制造技术基础.西安：机械工业出版社 2005，5：86-1868刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社 2001：300-3709张洪欣.汽车设计.吉林：吉林工大 1987：222-25010陈家瑞.汽车构造.吉林：吉林工大 1995，7：272-36011申永胜.机械原理.北京：清华大学出版社 2002，7：90-13012陈于萍.互换性与测量技术基础.北京：机械工业出版社 2004，8：22-16113吴宗泽.机械零件设计手册.北京：机械工业出版社 2004，10：45-57433