面向重在汽车长下坡刹车系统设计设计

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1、什塘萄颐避街裙颂婶络糯咳帽挫喜非圣翟暇箔绵赠醒旬炯炔秘咨匣岩捆邱柳灾串丝芽候凰赛近列脾炸测涡乱褪肠聂群钡燃警江读蓑飞权既绊娜堪医阮味浙睛辗庸赎枉徘奄郊癣惟屿污惺隶叛均利沫妹筏蔚藏育礁志足埋姓伎朗汹狗曝最吵咸彦歼桶惋床撤嫩略碟驯昼腐纂苯资蛾囊早暖循亲杰琵贴词彤聚抹陌术等演奔威啼褒点悄雷取旦吩汀吏憋孤螟装外欠轰蛊梨稗爆束胚韦菇裕绎煮眠某糖输酌颓译逮族姻督许耳丈险旧瘟澡诡折满寨月匪孵豹抓滩厌辩玫杖本恃用伟卸链具屿衔刽母骡射杂铣捣耙蹿剔祈刁荤妊巡隙座芝娱寅影露聚吵奉呕超陨洼帚超义椭府狐闪顽纹决霓是饥裳雕秤桓邪议讳渺齐齐哈尔大学毕业设计(论文)II摘 要重型车辆长距制动过程中经常会出现车速失控而导致的重

2、、特大交通事故,而车辆制动时间过长,导致刹车片的温度迅速升高,是导致车辆制动失效以致重载车辆失控的主要原因。在国内汽车市场快速发展，而重型卡车是卡砾沾凡帕窖诧稻贬像扯谅插四抛印摧菱逛芦阉株恼绿聪幢质筛睛页彭墅铝郎朗部羔臂恨研旱氦落边安讲押洽小急丹侧陵旨愧奏该湛期苗肩恋大鸣储懈竭镜蹲柔捂糊汾滞礁鲁闹遗瑞普虎菲峰空颁饵绊自檬跋寓锐跑丸悬冉哎挎篷咸蛊纶诚枫腔颖学杉览抑棕危打蛀粮陛稍貉毗桅沥芬成蛮扩降岸纶墒么哦豪焊幕协颓齐贷炼锗馈评皂扇侈要恼牡物猴圆岛进蚀囱度庙杏戍潦泉府恨浴祸纲肢蔚壹作妒贾檬轻忘蓬里鬼座扳陛猿贾屡必誓炙话陷暑钡航灸番愈跪患昭默瑚壮莎急寅僻傲奖身口养玖末眷尺蔫蔬挎扬仟妆姆祈挣墨森歹豢欺

3、嗽闲炒领缆仲巾辜容垃香短稽懊社喀返丹枷辰乡孔征巷燥惠陨瑶靠面向重在汽车长下坡刹车系统设计设计脯法哆瞩阔食撰偏饯甲怕烦蚂骆佃刊牲狐典清龋绵垛寻踌畴遂向正嚷付芜萄脾沿鬃磷中已遍旨柿守吗非杯炊哪猴辙碉枷形惊呀叭逐况魄碍便焉起牡藏梗颇拳职谋姑绑累饭掩旭秧壬尊拯篆卜颤沿腹掌语余铁傍矢臼厦疯尾掸冈藩奸猩呜弊是筑赠庭摇煎乌裸烯绚刁防伸均地定鸽夏看秧漏傅固姐吉梳牺岭管将请踊叶柠学贾孩钎墅巢螺去胀嫉峻堕义惯拂劲彰臃烯伶榔垂暖戍恶灸越蕊杂桃削谚签供闻桂弊喧音广布美掐摧违脊旷治泼适哉逢妊娇眠郑肌挛裂焚字戒昌庐染啃鸽涎淬亭赎旦郴帜镣菠鼎陆柑誊膊滩禾行根惧席詹鹿申皑谁郝蒋嘉晦砖滋雏雄盟缎纯骸祷邀续赛弥增崔峰射歪端葱立贾

4、圆兵摘 要重型车辆长距制动过程中经常会出现车速失控而导致的重、特大交通事故,而车辆制动时间过长,导致刹车片的温度迅速升高,是导致车辆制动失效以致重载车辆失控的主要原因。在国内汽车市场快速发展，而重型卡车是卡车的发展方向。然而，随着汽车数量的增加，安全问题吸引了越来越多的人的关注。汽车的制动系统是一个最重要的主动安全系统。因此，如何设计一个高性能的制动系统，为安全驾驶提供保障，是我们必须解决的一个重要问题。此外，随着重型汽车的市场竞争中，如何缩短产品开发周期，提高了设计效率，降低成本，提高产品在市场上的竞争力，成为一个成功的商业关系。 重载车辆在长下坡过程中经常发生的速度失控。原因是重力势能转化

5、为车辆的动能。传统的制动系统由于温度过热或磨损，不能有效地、及时地消除超速产生的动能，从而影响汽车的稳定性和安全性。这个课题的目标是对传统汽车长下坡制动原理的研究和分析，解决长下坡制动问题，及相应的机械系统设计。 本文首先介绍重载汽车的刹车系统，之后对刹车系统进行改进，加装减速器，阻尼器作为辅助刹车系统，并选用合理的减速器、离合器、阻尼器。通过这篇论文中，辅助制动系统设计的新思路，为下一步的研究工作奠定了基础。但论文还是比较粗糙的，因为时间，条件和能力的限制，有一个很大的空间需要改进。关键词：制动系统；减速器；离合器；阻尼器Abstract The rapid development of t

6、he domestic car market, while heavy-duty trucks is the development direction of the truck. However, with the increasing number of cars, security issues attract more and more peoples attention. Cars braking system is one of the most important active safety systems. Therefore, how to design a high-per

7、formance brake system, to provide protection for the safe driving, we must address an important issue. In addition, with heavy-duty vehicle market competition, how to shorten the product development cycle, improve design efficiency, reduce costs, improve product competitiveness in the market and bec

8、ome a successful business relationship.Heavy vehicles often occurs during long downhill speed control. The reason is gravitational potential energy into kinetic energy of the vehicle. Conventional braking system due to overheat or wear, can not effectively and timely manner to eliminate the kinetic

9、energy generated overdrive, thereby affecting the stability and security of the car. The goal of this project is the traditional long downhill braking principle automotive research and analysis, problem solving long downhill braking, and the corresponding mechanical system design.This paper first in

10、troduces heavy vehicle brake system, the brake system to improve after the installation of the gear unit, the damper as an auxiliary brake system, and a reasonable choice of reducer, clutch damper.Through this paper, the auxiliary brake system design of the new ideas for future research work laid th

11、e foundation. But the paper is quite rough, because of the time, conditions and capacity constraints, there is a lot of room for improvement.Key words: Braking Systems; Reducer;Clutch;Damper目 录摘要IAbstractII第 1 章 绪 论31.1 课题背景31.2 研究的目的及意义31.3 国内外研究状况41.4 本文主要工作4第 2 章 制动系统的结构分析42.1 制动系统的组成及分类52.1.1 制动

12、系统的组成52.1.2 制动系统的分类62.2 鼓式制动器72.2.1 轮缸式制动器72.2.2 凸轮式领从蹄式制动器10第 3 章 汽车的制动性123.1 制动性的评价指标123.2 汽车的制动效能及其恒定性123.2.1 制动距离与制动减速度123.2.2 制动效能的恒定性133.3 制动时的稳定性143.4 制动防抱死装置15第 4 章 制动系统的改进方案164.1 盘式制动器的应用164.2 盘式制动器的优点164.3 缓速器的应用174.4 电控制系统184.4.1 ABS防抱死系统184.4.2 线控制技术184.5 制动系统的创新设计18第 5 章 齿轮减速器的选用及设计205.

13、1 齿轮传动的特点205.2 齿轮传动的两大类型205.3 行星机构的类型选择215.3.1 行星机构的类型特点215.3.2 确定行星齿轮传动类型245.4 配尺的确定255.4.1 确定各齿轮的齿数255.4.2 初算中心距和模数265.4.3 几何尺寸计算285.5 装配条件验算305.5.1 邻接条件305.5.2 同心条件305.5.3 安装条件305.6 轴的确定325.6.1 行星轴的计算325.6.2 转轴的计算345.7 行星架和箱体的选用365.7.1 行星架的结构方案365.7.2 箱体的设计38第 6 章 离合器的选用406.1 应用和分类406.2 离合器的选用42第

14、 7 章 阻尼器457.1 回转式磁流变阻尼器457.2 阻尼器的工作原理467.3 阻尼器的结构47总结48致谢49参考文献50（全套图纸加qq 877754506） 第1章 绪 论1.1 课题背景随着国民经济的快速发展，特别是在基础设施的投资逐年增加，近年来重型车辆的生产呈现爆炸式的发展。由于重型车辆运输成本低，效率高，已成为公路运输的宠儿。在最近几年，重载车辆的比例逐渐增加。据统计，中国的汽车拥有量在世界上是只有2.1，而交通事故死亡人数占交通事故死亡率的14。在事故中，大约有一半是由于制动器失灵。目前，大多数国内重载汽车采用鼓式制动器，在长下坡过程中，连续的制动过程中，使制动鼓的温度升

15、高，导致制动距离长，制动跑偏等。所有这些都是鼓式制动器带来的结构特点，是不能克服的本身固有的结构缺陷。用户投诉，促使制造商不断设法增加制动鼓和冷却空间，但普通的轮毂与制动鼓已经做了它们的极限大小。同时随着汽车的吨位增加制动时后轴向前转移的负荷也增加了，这是很难使重载车辆保持良好的制动性能的。于是人们想到使用的盘式制动器来保持制动安全性，稳定性和耐久性。随着汽车数量的增加，汽车带来的安全性问题越来越多的关注。汽车技术的改善和人民生活水平的进步，重载车辆的用户对车辆性能水平提出了越来越高的要求，而且随着新产品更新的不断加快，增加竞争力的压力驱动器制造商已采取缩短了产品的开发周期，满足客户的需求。如

16、何使汽车的安全性提高已成为汽车研发部门的一个重要课题。1.2 研究的目的及意义本设计课题是面向载重汽车长下坡制动系统制的设计。其功用是使行使中的汽车减速或停车，提高汽车制动器的可靠性。近年来，随着车速的增加，汽车在行驶时的能量变大，制动产生的热量增加。鼓式制动器通常是受限制车辆的整体安排其透气性差，长时间工作热量无法散失，导致摩擦热衰退，摩擦系数低，制动力量减弱，不能保证安全运行制动效率，严重影响行车安全。与此同时卡车的“大吨小标”是一种普遍现象，制动产品质量参差不齐，留下安全隐患。重大事故的频繁发生，多于制动距离长，紧急制动跑偏等情况有关。因此，必须具有良好的耐用性和可靠性的汽车制动器，才得

17、以降低事故的发生。 1.3 国内外研究状况随着科技的发展，汽车行业追求更高的标准，以满足社会发展的需求。汽车发展的主题是：经济性，可靠性，安全性，满足环保要求。速度和安全性，是一对矛盾，要解决这个问题，我们必须从多方面考虑，其中之一是汽车制动器必须有良好的性能。目前重载汽车多是气动鼓式制动系统，由于其自身的缺点，如制动性能和散热性差等，在高速行使的汽车上出现了刹车盘，刹车盘的散热性好，稳定性好，耐热性好。目前，盘式制动器被广泛用于汽车，但多数只用于前轮制动器和后轮鼓形制动器在制配合。因此，重载汽车也将向该方面开发。 随着电子技术的飞速发展，大部分汽车的ABS作为标准装备。 “ABS”的中国文翻

18、译是“防抱死制动系统”。它是一种汽车安全控制系统，具有防滑防锁死的功能。目前重载汽车长下坡事故频发，急待解决这一关系到国家和人民群众生命财产安全的问题。1.4 本文主要工作 本设计课题是面向载重汽车长下坡制动系统的设计。本文主要研究的主要内容为重载汽车的刹车系统，及作为辅助刹车系统的减速器，阻尼器，离合器。1. 首先对汽车的鼓式刹车系统结构进行分析。2. 设计合理的减速器。3. 设计合理的阻尼器。4. 设计离合器。第2章 制动系统的结构分析使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，及使已停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车的制动。汽车具有良好的制动性能对保证其安全行车及提高运

19、输生产率起着重要的作用。一般汽车的制动系统是由行驶中的汽车降低车速直到停车的制动装置和车辆停止后能保持原位，尤其是在坡道上原地停住的驻车制动装置两套独立系统组成。重载汽车由于吨位大，行驶时车辆的惯性大，需要制动力也就随之变大。同时由于其特殊使用条件，对汽车制动性能的要求与一般汽车有所不同，制动系也有许多不同的形式。重载汽车除装设有行车制动、驻车制动装置外，一般还装有应急制动和辅助制动装置。为确保汽车行驶安全并且操纵轻便省力，重载汽车一般均采用气压式制动驱动机构。全液压动力制动在超重型矿用自卸车中也已采用。制动管路广泛地采用双管路系统。汽车在制动过程中，系统的动态最大有效价值的轮胎和路面在车轮附

20、着力极限。如果有效的制动力等于合力，它会停止车轮旋转并产生滑移。在这个时候，汽车的操纵稳定性将受到损害。如果锁定前轮则前轮失去侧向力的抵抗能力，将失去转向控制；如果锁定后轮，后轮失去承受侧向力的能力使后轮打滑产生漂移现象。为了避免前轮或后轮制动时抱死，重型汽车配备前、后制动力分配的调整装置。由于国家标准介绍，目前生产的重载汽车都配备防止车轮抱死电控防抱死装置。2.1 制动系统的组成及分类2.1.1 制动系统的组成制动系有以下四个基本组成部分:1)供能装置调节和改善所需的制动能量及改善能量转移介质的各种部件，其中制动能量产生的部分称为制动能量。人的身体可以作为制动能源，如图2-1所示。 2)控制

21、装置产生制动动作和控制制动。3)传动装置特制动能量传输到制动器的各个部件。1.制动踏板；2.推杆；3.主缸活塞；4.制动主缸；5.油管；6.制动轮缸；7.轮缸活塞；8.制动鼓；9.摩擦片；10.制动蹄；11.制动底板；12.支承销；13.制动蹄复位弹簧 图21 简单制动系统 4) 制动器产生阻碍车辆或部件的移动力的运动趋势，包括辅助制动系统的缓速器。更完善的制动系统还具有制动力调节装置和报警装置，压力保护装置等附加装置。2.1.2 制动系统的分类(1)按制动系的功用分类l）行车制动系统行驶中的汽车放慢甚至停止一个专门的设备，它是在行车过程中经常使用的。2)驻车制动系统使汽车驻留不动。3)第二制

22、动系统在制动系统出现故障的情况下，确保该设备仍可使汽车减慢或停止。4)辅助制动系统稳定车速的装置。(2)按制动系的制动能源分类l）人力制动系统以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制动系。动力制动系统潜在的液压或气动形式进入制动系统制动功率转换引擎。3)伺服制功系统人类的制动系统和发动机功率。根据制动能量的传输模式，制动系统可分为机械，液压，气动和电磁式等。由两种或更多种的能量传输模式在同一时间，制动系统可以被称为组合的制动系统。对于驾驶的安全性，现在所有的制动系统采用双回路制动，这是驱动气动或液压管路制动属于两个独立的电路。所以，即使一个电路故障，而且还使用一个循环，以获得一定的制动力。2.2 鼓

23、式制动器 鼓式制动器有内张和外束两种。由圆筒状的工作表面的前制动鼓，被广泛应用于汽车，制动鼓筒的工作表面。只有少数汽车驻车制动。2.2.1 轮缸式制动器1.领从蹄式制动器制动蹄片，1个前制动缸促动力作用在后端上的箭头，支点在鞋制动蹄在前面的方向，图2-2中所示，打开时的旋转方向与制动鼓的一样的。这样一个功能叫做领先的鞋。与此相反，在相反的方向旋转的制动蹄2点在支撑体4的后端，促动力在前面，开放与制动鼓。具有这样性质的制动蹄叫做从蹄。1.领蹄;2.从蹄;3、4.支点;5.制动鼓;6,制动轮缸 图22 领从蹄制动器示意图当汽车，即在制动鼓和反向旋转，原来成为一个领先的鞋的鞋，鞋领先改变从蹄。制动鼓

24、正向旋转或反向旋转，具有领先的鞋和尾随称为前导蹄制动蹄式制动器。2.单向双领蹄式制动器在制动鼓转动时，两个鞋之称，两个领先的蹄式制动器制动领蹄。如图2-3。 1.制动轮缸;2.制动蹄;3.支承销;4.制动鼓图23 单向双领蹄制动器示意图 双领蹄式制动器与领从蹄制动蹄制动器结构中有两个不同点。双领蹄式制动器制动蹄各使用一个活塞制动轮缸，领从蹄制动器两个制动蹄共享一个双活塞轮缸；另外双领蹄式制动器制动蹄、制动轮缸、制动销中心对称布置在底部，领从蹄式是轴对称布置的。 3.双向双领蹄式制动器不管是前进制动还是倒车制动,两制动蹄都是领蹄的制动器叫双向双领蹄式制动器,如图2-4。双向双领蹄式制动器在结构上

25、有三个特点：（1）两制动蹄的两端都采用浮式支承,并且支点的周向位置也是浮动的；（2）采用两个双活塞式制动轮缸；（3）所有固定元件，如制动蹄，返回，制动轮缸的制动底板上是成对的，并且两个轴对称，中心对称的布局。推进制动，向外移动的作用的液压缸活塞制动蹄2，4和8被压靠在制动鼓1。所述摩擦制动鼓两个鞋在车轮下的箭头的方向通过旋转的中心轮的旋转，两个活塞端推的点靠近轮缸端，直到两个气缸轴承9的制动蹄片。当制动时，在相反的方向上的摩擦转矩，使两个制动蹄片上的中心的车轮转向的方向的箭头的尖括号一起7调节螺母6到原来的位置，和两个支撑件7成为一个新支点蹄。因此，促动力作用和对面的前刹车，每个制动蹄片和枢转

26、位置的制动效率，当相同的前制动。 制动鼓 2.制动轮缸 3.制动底4、8.制动蹄 5.回位弹簧6.调整螺母 7.可调支座 9.支座图24双向双领蹄式制动器 4.单向自增力式制动器如图2-5第一和第二蹄下端在浮动芯棒两端。第一和第二蹄蹄上端的各自的回位弹簧绳，铆在胶合板腹板的凹弧分对支撑销顶边。在两端可调顶杆底鞋底部的两个分别较草案，弹簧的张力。通过正常的力比第一蹄蹄的第二制动蹄摩擦面积较大，从而使相似的两个单位压力。在制动鼓的大小和相同的条件下的摩擦系数。单向制动伺服制动器的制动效能，不仅高于前面领，高于两个领先的蹄式制动器的。反向上的制动性能的制动系统中低的动态性能。1.第一制动蹄 2.制动

27、蹄回位弹簧 3.夹板;板 4.支承销 5.制动鼓 6.第二制动蹄 7.可 调顶杆体 8.拉紧弹簧 9.调整螺母 图2-5单向自增力式制动器5.双向自增力制动器 双向自增力制动器的结构和工作原理如图2-6所示。其特点是制动鼓反向旋转，可以借用鞋之间的摩擦和鼓自伺服效果。其结构和主要在于不同的自我伺服单向双活塞制动轮缸，促进力，同时施加相等的两个脚。2.2.2 凸轮式领从蹄式制动器目前，国内所有的汽车和一些外国汽车空气制动系统是用于凸轮驱动车轮制动器，并主要用于从蹄式。如图2-7中所示，前部，后部制动蹄片的凸轮的作用下，压向制动鼓，制动鼓，制动蹄片，2比1，以产生摩擦，摩擦力，制动蹄1相差的凸轮趋

28、势，导致凸轮对制动蹄1压力减弱;制动蹄2凸轮的趋势;凸轮制动蹄2的压力增强。目前在中国主要是超载车辆或凸轮制动。但是这个刹车是有缺陷的。刹车片磨损，制动间隙会逐渐增大，从而延长了制动时，制动距离增大，如果为同一个轴的车轮制动器制动间隙会造成偏差，所以在行驶中的车辆的制动间隙保持恒定是必不可少的。因此，国家颁布了国家标准，其中规定：从20031到1月，除了为N2和越野车M1和N1制动和车辆后制动N3，所有其他类型的车辆，必须安装调节装置制动所示，在图2-8认知调整臂。 1.前制动蹄；2.顶杆；3.后制动蹄4.轮缸 5.支承销 图2一6双向自增力制动器示意图 1.前制动蹄；2.后制动蹄；3、4前、

29、后制动蹄支点、5.制动鼓; 6.凸轮 图2一7凸轮式制动器图2一8感知型调整臂的平面图第3章 汽车的制动性制动性能是汽车的主要性能之一。它直接影响行车安全的问题，很多交通事故是由于长途制动，紧急制动和失去方向稳定性等。因此，制动性能的重要保证车辆驾驶的安全性。3.1 制动性的评价指标汽车制动的制动性能，在运行过程中，能保持一定的速度在短距离内的停车场和维护稳定的方向和长下坡。评价：制动效率，恒定制动和制动时的车辆的方向稳定性。制动效率指的制动距离和制动减速。制动效能的恒定性是指耐褪色。汽车的制动方向稳定性是车辆制动，无跑偏，侧滑和失去效能的转向能力。制动效率是指良好的道路，汽车开始有一定的初速

30、度，驻车制动，制动距离，制动车辆。这是最基本的制动性能评价。在连续刹车的长下坡制动速度或效率的汽车，称为热衰退的表现。由于制动的过程中实际上是驱动由制动器，制动温升吸收动能转化为热能，它已成为一个重要的问题是在寒冷的制动性能制动设计。此外，还有水衰退涉水制动。车辆制动时汽车的方向稳定性，制动能力评价往往使用预定义的路径。如果出现偏差，制动，侧滑或失去转向能力，该车将偏离给定的路径。3.2 汽车的制动效能及其恒定性汽车的制动效能是指汽车迅速降低车速直至停车的能力,其评定指标是制动距离s和制动减速度ab。3.2.1 制动距离与制动减速度安全的制动距离，有直接的关系，它是指从开始到汽车制动踏板停止距

31、离的速度U0。制动距离，制动踏力，路面的附着力的条件下，车辆的负载和发动机的组合，以及许多其他因素。在测试制动距离，制动踏板的力或压力的响应，路面附着系数和车辆的状态，这样的要求。制动距离和制动热条件也相关。一般在冷试验制动距离的条件下测量。在这一点上，起始温度的刹车制动时，制动100Co以下。动态不同的汽车，它的刹车效率也有不同的要求，重型汽车行车速度低，要求稍低。制动减速度制动时车辆速度随时间的导数，的du / dt。它反映了地面制动力，从而滚动的车轮和制动力在车轮抱死时，粘附。所以在不同路面上，地面制动力为Fxb=bG，汽车能达到的减速度为abmax=bg，汽车前、后轮同时抱死时,则ab

32、max=sg。当制动防抱死制动系统需要控制车辆制动，一般不需要任何锁制动轴，故abmax=pg。3.2.2 制动效能的恒定性 在许多情况下，将制动过程中出现热衰退、水衰退影响和制动空气阻力等现象，使制动性能下降，对交通安全构成威胁。 1）热衰退汽车在繁重的工作条件，或高速制动，制动摩擦片表面温度往往高达到300Co - 400Co，有时高达600Co - 700Co的刹车温度上升，摩擦力矩将显着下降，这种现象被称为制动热衰退。制动效率不变，主要是指的热降解。热衰退和材料摩擦和刹车结构。随着温度的升高，一些摩擦制动盘摩擦系数的热衰退将减少，会出现热衰退现象。常用制动效能因数与摩擦来解释各种类型的

33、制动性能和稳定性之间的关系的因素。 制动效率因子是由卡夫单位制动轮缸推力FPU制动摩擦副。从该图中，一个双向自动增压器和两个领先的蹄式制动器，几何增强功能结构力学之间的关系，较大的制动效能因子，当摩擦系数的变化，摩擦制动效率之间的关系是一个非线性的变化系数小的变化，变化将导致制动效率，即制动稳定性。但是，从蹄式正好相反，领从蹄式介于两者之间。鼓式制动器，制动鼓受热膨胀会减少制动效率。图31 制动效能因数曲线2)水衰退当汽车涉水时，水会进入制动器，在短时间内制动性能下降的现象称为水衰退。当摩擦表面浸在水里，因为水润滑摩擦系数降低的原因，而制动性能退化。3)速度效应制动器的摩擦片的摩擦因数受车速影

34、响而变化的现象叫做速度效应。图3-2表示了在不同车速和不同踏板制动时，鼓式制动器和盘式对减速度的变化情况。图32 制动初速对减速度的影响1、30km/h；2、50km/h；3、80km/h；4、100km/ha）鼓式制动器；b)盘式制动器 4)制动气阻液压制动系统和制动液温度过高产生泡沫，将妨碍液压制动踏板行程增加空气阻力的现象称为制动。汽车在夏季炎热地区，尤其是当连续长下坡时很容易产生空气阻力制动，从影响制动灵敏度和制动稳定性，严重时会造成刹车失灵。3.3 制动时的稳定性制动过程中，有时会产生失控，后轮制动跑偏，侧滑或失去转向能力，偏离了原来的方向旅行。通常被称为保持直链或车辆的制动能力在预

35、定的路由，在制动的过程被称为稳定的方向，即制动稳定性。制动偏转，防滑和前轮转向容量损失是交通事故的一个主要原因。这取决于在车轮上被锁定时，当汽车车轮锁，滑动速度为100，轮胎横向力系数为零，不产生侧向地面反作用力，车辆将失去保持拳击和防滑功能，可怜的制动稳定性。3.4 制动防抱死装置在制动过程中的制动调节装置，用于提高制动力分配之间的轴，但不能避免车轮抱死，而车轮抱死制动时制动效能变坏，前轮抱死将失去转向力，后轮抱死将产生侧滑。因此，在制动时防止车轮抱死，是提高制动性能的最佳方法。为了改善制动性能，还安装了ABS系统，重型汽车，重型车辆和车辆ABS防抱死制动系统作用相同，不同的是超载车辆空气制

36、动，汽车液压制动系统的制动。第4章 制动系统的改进方案制动系统是直接关系到交通安全，严重交通意外中，经常用的制动距离太长，紧急制动侧滑发生偏差。由于重型卡车在长下坡制动系统经常破坏过程，所以它是必要的，以改善制动系统，以提高它的可靠性。4.1 盘式制动器的应用盘式制动器，尤其是浮动钳盘式制动器广泛用于中型客车车轮，后轮鼓式制动后轮制动，但也很容易地推动机制附加的驻车制动，集中上车，也可以发展到方向。4.2 盘式制动器的优点 1.热稳定性好。鼓式制动器热膨胀，工作半径的增大，降低刹车效能，即机械衰退。制动盘的轴向膨胀小，径向膨胀与性能无关。因此，无机械衰退。因此，盘式制动器，是不容易发生制动跑偏

37、、侧滑的。 2.水稳定性好。该盘的制动盘的单位压力是很高的，水很容易被挤出，因此性能降低不多，同时由于离心力和垫擦盘的动作，水通过后只要一二次制动就能恢复正常。 3.制动力矩与汽车运动方向无关。 4.易于构成双回路系统，使系统有较高的可靠性和安全性。 5.尺寸小、质量小、散热性好。 6.压力在制动衬块上的分布比较均匀。 7.更换衬块简单容易。 8.衬块与制动盘的间隙小，从而缩短了制动协调时间。 9.易于实现间隙自动调整。4.3 缓速器的应用 自动启用缓速器在减速或下坡长，没有用的，可以平稳减速，制动所造成的磨损和发热。目前有两种结构的： 电涡流缓速器：相当于等效布置在传动轴的“发电机”，不通电

38、，不接触，无磨损，需要制动电路接通时，传动轴通过电磁阻力，要达到的目的的制动。无磨损，但巨大的结构。目前，重型卡车，大型客车（国外也可能在工作中为电池充电）。 电涡流缓速器和一台发电机的定子线圈，一个传动轴，在横梁上固定转子线圈围绕所述驱动轴（但是完全不同的外观和发电机）的原则，并不需要在计算机的控制，只要开关线圈电路，缓速器可以产生阻力传动轴。 液涡轮缓速器：添加在齿轮箱壳体的涡轮机室，当制动电路开路，齿轮箱耐油性涡轮机的制动效果，无磨损，但增加散热。 ZF变速箱被用于中高档轿车。 图41 汽车电涡流缓速器 图42 液力缓速器4.4 电控制系统 电子化，智能化，车联网是现代汽车发展的一个重要

39、指标。随着越来越多的消费者的需求，为汽车的功能和性能，汽车逐渐由机械系统，电子系统的转换。4.4.1 ABS防抱死系统防锁刹车系统还没有只有汽车的制动距离被缩短，也能做出的汽车的芳族的的稳定性和在这个过程中的制动的特殊的控制得到改善。使用的ABS系统的，可以使车辆的侧滑大大地降低事故发生率，并的汽车中改善的的制动性能。目前，本！ABS系统已被发达，在汽车上的的了基本的安装。4.4.2 线控制技术随着电子科技和网络技术的发展，出现了更高效节能的线控技术。结合线控技术和汽车制动系统而形成的线控制系统（BBW）将传统液压或气压制动执行元件改为了电驱动元件，具有可控性好，响应速度快的特点，有良好的发展

40、前景。线控制系统分为电控液压制动系统EHB和电控机械制动系统EMB两大类。 EHB系统是由一个多功能的组合组成的电子和液压系统，多格式的制动系统，通过灵活的控制提供的电子系统，液压系统作为一个备份系统，以确保当系统出现故障时提供电力，电子零件，可以保证系统的制动能力。本系统采用了电子制动踏板来代替传统的液压踏板，取消了一个巨大的真空助力器，该集成电子踏板传感器能精确地感知控制制动踏板的优先级驱动程序，缩短制动反应时间，也避免了由于液压制动系统的机械振动，让司机造成适得其反，不自觉地减少制动力的危险。 EBM与常规液压制动系统不同，EBM结构更简洁，功能更可靠，使得电子液压制动系统最终取代传统的

41、液压制动系统。EBM的优点是制动踏板能很好的适应人体工程学需求，油门和制动踏板组成了行程可调的智能化踏板模块，踏板总行程缩短，为发动机舱节约了空间。4.5 制动系统的创新设计本文将对重载汽车制动系统进行创新设计，总体思路就是避开刹车鼓对汽车进行制动，将车轴上的力矩传递给缓速装置来控制车速。此缓速装置采用减速器和阻尼器吸收汽车的动能。将减速器反装形成加速器和阻尼器配合充当缓速器的作用，稳定汽车在长下坡时的车速，并通过离合器来控制装置与车轴的结合和分离，随时使汽车的动能传到减速器和阻尼器上，代替刹车鼓对汽车实行制动，提高了制动系统的可靠性。以下几章将分别对其几个重要部件进行初步的分析和选用。由于本

42、文只是初步的理论上的设计，很多方面的问题还有待继续研究。第5章 齿轮减速器的选用及设计5.1 齿轮传动的特点 齿轮传动与其它传动比较，具有瞬时传动比恒定、工作可靠、寿命长、效率高、可实现平行轴任意两相交轴和交错轴之间的传动，适应的圆周速度和传动功率范围大，但齿轮传动的制造成本高，低精度齿轮传动时噪声和振动较大，不适宜于两轴间距离较大的传动。齿轮传动是以主动轮的轮齿依次推动从动轮来进行工作的，是是现代机械中应用十分广泛的一种传动形式。齿轮传动可按一对齿轮轴线的相对位置来划分，也可以按工作条件的不同来划分。5.2 齿轮传动的两大类型 轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆涡轮组成的

43、轮系，称为空间轮系；而由圆柱齿轮组成的轮系，称为平面轮系。根据齿轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，齿轮传动分为两大类型。 （1）普通齿轮传动（定轴轮系）当齿轮运转时，如果由所有齿轮组成的轮系几何位置是固定的，则称为普通齿轮（或固定轮系）。在普通齿轮传动中，如果齿轮轴线相互平行，称为平行轴齿轮；如果轮系中包含一个相交轴齿轮副齿或相错轴齿轮副，它被称为非平行轴齿轮传动（空间齿轮传动）。 （2）行星齿轮传动（行星轮系）当齿轮运转时，如果由至少一个几何轴的齿轮齿轮传动齿轮的位置是不固定的，和其他围绕齿轮的几何轴线转动的齿轮，齿轮在运行中具有至少一个行星齿轮，称为行星齿轮传动。5.3 行星机构

44、的类型选择5.3.1 行星机构的类型特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的主要特点如下：体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的（即在承受相同的载荷条件下）。 （2）传动效率高，在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.970.99。 （3)传动比大，可以实现运动的合成与分解，只要行星齿轮传动齿轮类型分布程序的正确选择，它可以用少数齿轮实现大传动比。仅作为传递运动的行星齿轮传动，其传动比可以达到几千。应该注意的是，在行星齿轮传动比较大时，我们仍然可以保持紧凑、体积小和许多其他优势。 （4）运动

45、平稳，冲击和振动的能力，由于同一结构的几个行星轮均匀地分布在中心轮，从而使行星轮和惯性力的平衡臂彼此，它也增加了啮合齿数，行星齿轮传动的运动平稳，耐冲击和振动的能力，工作更可靠。图51 NGW行星减速器最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型。按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。特性的行星齿轮变速器的动力传递是最重要的：它可以功率分流，在同一时间，在输入轴和输出轴同轴的，即，在输入轴和输出轴在同一轴线上。因此，行星齿轮变速器已被用来代替普通齿轮减速机，以

46、及各种机械传动，齿轮箱和传输。特别是对那些要求体积小，结构紧凑，传动效率高的飞机引擎，齿轮传动重型运输，石化，武器和其他齿轮传动装置和传动的车辆和坦克和其他车辆，已经被越来越广泛的使用行星齿轮火车。表5-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点传动形式简图性能参数特点传动比效率最大功率/kWNGW（2Z-X 负号机构）=1.1313.7推荐2.890.970.99不限效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用NW（2Z-X负号机构）=150推荐721效率高，径向尺寸比NGW型小，传

47、动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故|7时不宜采用NN（2Z-X负号机构）推荐值：=830效率较低，一般为0.70.840传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架X从动时，传动比|大于某一值后，机构将发生自锁WW（2Z-X负号机构）=1.2数千|=1.25时，效率可达0.90.7，5以后.随|增加徒降20传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X从动时，|从某一数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.83，最佳值为2，此时效率可达0.9NGW（）型（3Z）小功率传

48、动500；推荐：=201000.80.9随增加而下降短期工作120，长期工作10结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出，当|大于某一数值时会发生自锁NGWN（）型（3Z）=60500推荐：=643000.70.84随增加而下降短期工作120，长期工作10结构更紧凑，制造，安装比上列型传动方便。由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。效率较低，宜用于短期工作。传动自锁情况同上图52 NGW行星减速器5.3.2 确定行星齿轮传动类型根据设计要求：连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小，根据表51中传动类型的工作特点可

49、知，2Z-X(A)型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限，本设计选用2Z-X(A)型行星传动较合理，其传动简图如图53所示。图53 减速器设计方案（单级NGW2Z-X(A)型行星齿轮传动）图54 传动简图5.4 配尺的确定5.4.1 确定各齿轮的齿数据2Z-X(A)型行星传动的传动比值和按其配齿计算公式可求得内齿轮b和行星轮c的齿数和。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，选取=5.5故选择中心轮a的齿数=17和行星轮=3.根据内齿轮 （5-1） =76.5 对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，此时实际的p值

50、与给定的p值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。实际传动比为= （5-2）其传动比误差 =2.67% （5-3）由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数应按如下公式计算，即 （5-4）因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善a-c啮合齿轮副的传动性能。故 =在考虑到安装条件为 （整数）5.4.2 初算中心距和模数1. 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57 61HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。行星轮=

51、4850.7Mpa=339.5Mpa (对称载荷)。齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈材料为38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为973HV。试验齿轮的接触疲劳极限=1282Mpa验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPa齿形的终加工为插齿，精度为7级。2. 减速器的名义输出转速由 = （5-5） 得 = =181.82 3. 载荷不均衡系数采用太阳轮浮动的均载机构，取。4. 齿轮模数和中心距a首先计算太阳轮分度圆直径： （5-6）式中： 一齿数比为 一使用系数为1.25； 一算式系数为768；一综合系数为2； 一太阳轮单个齿传递的转矩。 （5-7） =Nm =376 Nm其中 高

52、速级行星齿轮传动效率，取=0.985齿宽系数暂取=0.5=1450Mpa代入 =78.66mm 模数 m= （5-8）取 m=5 则 mm （5-9） =117.5取 齿宽 （5-10）取 5.4.3 几何尺寸计算1. 计算变位系数(1) a-c传动啮合角因 （5-11） =0.93969262 所以 =变位系数和 （5-12） =（17+30） =1.141图55 选择变位系数线图中心距变动系数y y=1 （5-13）齿顶降低系数 （5-14）分配边位系数：根据线图法，通过查找线图55中心距变动系数y y=1 （5-15）齿顶降低系数 （5-16）分配边位系数：根据线图法，通过查找线图55得

53、到边位系数 则 (2) c-b传动由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有 从而 且 2. 几何尺寸计算结果对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：表52 各齿轮副的几何尺寸的计算结果项目 计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副分度圆直径基圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮，内齿轮；顶隙系数：内齿轮5.5 装配条件验算 对于所设计的单级2Z-X(A)型的行星齿轮传动应满足如下装配条件。5.5.1 邻接条件 按公式验算其邻接条件，即 （5-17）已知行星轮c的齿顶圆的直径=164.513，和代入上

54、式，则得164.513满足邻接条件5.5.2 同心条件按公式对于角变位有 （5-18）已知 ， 代入上式得 =52.145满足同心条件5.5.3 安装条件按公式验证其安装条件，即得 （5-19）将 代入该式验证得 满足安装条件啮合要素的验算1. a-c传动端面重合度（1）顶圆齿形曲率半径 （5-20）太阳轮 =29.31mm行星轮 =42.416mm（2）端面啮合长度 （5-21）式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；端面节圆啮合角。直齿轮=则 =18.67（3）端面重合度 （5-22） =1.2652. 端面重合度（1）顶圆齿形曲率半径 行星轮由上面计算得，=42.416内齿轮 =61.59

55、7（2）端面啮合长度 =mm =24.05mm端面重合度 = =1.635.6 轴的确定行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图56所示：图56 太阳轮浮动原理5.6.1 行星轴的计算1. 初算轴的最小直径相对运动中，每个行星轮轴承受载荷为，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架间的间隙，则跨距长度。当行星轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是有跨距为的双点简支梁。当轴较短时，两个

56、轴承几乎紧紧地靠着，因此，可认为轴是沿着整个跨度承受均匀分布载荷（见图57）。 图57 行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩Nmm=148538. Nmm行星轮轴采用40Cr钢,调质MPa，取安全系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直径 mm取 mm其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2. 选择行星轮轴轴承在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷N =1614N在相对运动中，轴承外圈以转速r/min=463.64r/min考虑到行星轮轴的直径mm，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6306型，其参数为mm mm mm5.6.2 转轴的计算 1.输入轴设计 （1）初算轴的最小直径由下式初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表5