商用車制動系設計

商用車制動系設計,商用,制動,設計 課程設計報告書 汽車設計課程設計 學 院 機械與汽車工程 專 業(yè) 車輛工程 學生姓名 梁振侖 學生學號 201130080409 指導教師 趙克剛 課程編號 130242 課程學分 2.0 起始日期 2014.6.27 教 師 評 語 教師簽名： 日期： 成 績 評 定 備 注 商用車制動系設計 一． 選題背景 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。 制動系對汽車正常行駛以及行駛安全有著十分重要的作用和意義，因此在設計商用車時需要對制動系統(tǒng)進行具體細致的設計。 二． 方案論證 制動系設計基本要求：（1）具有足夠的制動效能。（2）工作可靠。（3）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。（4）防止水和污泥進入制動器工作表面。（5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。（6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。（7）制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲應盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質。（8）作用滯后性應盡可能好。（9）摩擦襯片應有足夠的使用壽命。（10）應有能消除間隙的機構。（11）當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或者燈光信號等報警提示。 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 圖 2.1 鼓式制動器簡圖 (a) 領從蹄式（用凸輪張開）； （b）領從蹄式（用制動輪缸張開）； （c）雙領蹄式（非雙向，平衡式） （d）雙向雙領蹄式； （e）單向增力式； （f）雙向増力式 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的轉動方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。 　　典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉扭力。每一個鼓有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓是安裝在輪轂上的，是隨車輪一起旋轉的部件，它是由一定分量的鑄鐵做成的，形狀似圓鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓收到摩擦減速，迫使車輪停止轉動。 而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、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。 根據(jù)設計車型的特點及制動要求，并考慮到使結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構等因數(shù)，前后制動器均采用制動效能較大且穩(wěn)定性能較好的領從蹄式的鼓式制動器。另外，驅動機構采用雙回路液壓制動。 三． 過程論述 （一） 制動器主要參數(shù)確定 1. 整車參數(shù)確定 （1）.確定空載和滿載時的質心高度 空載：Hg=748mm 滿載：Hg=862.4mm （2）.確定空載和滿載時的前后軸載荷比 空載時載荷比為 52：48 滿載時載荷比為 33：67 （3）.確定軸距和質心到前后軸距離 軸距L=3840mm 空載時質心到前、后軸距離a=1843.2mm b=1996.8mm 滿載時質心到前、后軸距離a=2572.8mm b=1267.2mm （4）.確定汽車裝載質量、整車整備質量、總質量 汽車裝載質量：4195kg 整車整備質量: 2945kg 汽車總質量: 7140kg （5）. 車輪滾動半徑（mm）:438 2．制動力分析 汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為 -=0 （3-1） 式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反， —地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； —車輪有效半徑，m。令 （3-2） 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器結構形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，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，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 =Z （3-3） 或 == Z （3-4） 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動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。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旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見圖3.1） 圖 3.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系 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移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為： = = （3-5） 式中：G — 汽車所受重力，N； L — 汽車軸距，mm； — 汽車質心離前軸距離，mm； — 汽車質心離后軸距離，mm； — 汽車質心高度，mm； —附著系數(shù)。 取一定值附著系數(shù)=0.8；所以在空，滿載時由式（3-5）可得前后制動反力Z為以下數(shù)值 故 滿載時Z1=7140*9.838401267.2+0.8*862.4=35662.39N Z2=7140*9.838402572.8-0.8*862.4=34309.60N 空載時Z1=2945*9.838401996.8+0.8*748.0=19505.22N Z2=2945*9.838401843.2-0.8*748.0=9355.78N 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為 表3.1 車輛工況 前軸法向反力，N 后軸法向反力,N 汽車空載 19505.22 9355.78 汽車滿載 35662.39 34309.60 圖 2.2 制動時的汽車受力圖 3. 制動力分配系數(shù)和同步附著系數(shù) 根據(jù)設計經(jīng)驗，貨車滿載時的同步附著系數(shù)≥0.5。 初選=0.825 同步附著系數(shù)為0.825 大于地面附著系數(shù)0.8 即滿載時是前輪先抱死，不會出現(xiàn)后輪先抱死的危險情況。 由 消去 得 （3-6） 初定β=0.52，由可得：=0.846 4. 制動強度和附著系數(shù)利用率 當<時，可得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，此時總制動力，則總制動力、制動強度q和附著系數(shù)利用率分別為 5. 制動器最大制動力矩 對于選取較大值的汽車，從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩，當＞時，相應的極限制動強度q＜，故需要的后軸和前軸的最大制動力矩為 ： 6. 制動器結構參數(shù)與參數(shù)系數(shù) （1）制動鼓內(nèi)徑和制動鼓厚度 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。但制動鼓內(nèi)徑D收到輪輞內(nèi)徑的限制。制動鼓直徑與輪輞的直徑之比D/Dr,范圍為 貨車：D/Dr =0.70—0.83 。 由表3-2知當輪輞的名義直徑為20 英寸時制動鼓的最大內(nèi)徑為d=420mm，現(xiàn)取d=400mm,同時確定制造厚度為10mm。D/Dr=0.787,符合要求。 表3-2 （2）摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；取寬些，則質量大，不易加工，不易保證與制動鼓全面接觸，并且增加成本。 制動鼓內(nèi)徑R確定后，襯片的摩擦面積為AP=Rβb（式中：β為摩擦襯片包角，rad） 制動器各蹄襯片總的摩擦面積ΣAP 越大，制動時所受的單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大。由指導書267頁表9-2知，當貨車總質量為7140kg時，單個制動器總的襯片摩擦面積AP為550-1000cm2。實驗表明，摩擦襯片β=90°~ 100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。所以選擇β=100°。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但太大將不易保證與制動鼓全面接觸。設計時一般按照b/D=0.16～0.26。取b=90mm, b/D=0.225,則ΣAP=2βRb=628.2cm2,符合設計要求。 表3-3 （3）摩擦襯片起止角 一般將襯片布置在制動蹄外緣的中央，即令=90°-β/2=40°。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。 （4）制動器中心到張力F作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)下，應使距離a盡可能的大，以提高制動效能。初步設計時選 a=0.8R=0.8*200mm=160mm。 （5）制動蹄支撐點位置坐標a和c 在保證兩蹄支承面不互相干涉的條件下，使得a盡可能的大而c盡可能的小，以提高制動效能。初步選定: a=0.8R=0.8*200mm=160mm。同時確定c=20mm。 （6）摩擦片摩擦系數(shù)f 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。由下表選取SY-0204規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為0.35。 表3-4 內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 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 0.35-0.42 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 （二） 前后制動器的設計計算 行車制動系的設計計算簡要過程如下，根據(jù)整車參數(shù)和附著系數(shù)計算出理想制動力矩，根據(jù)初定的制動器和驅動機構尺寸計算出實際制動力矩，制動器及驅動機構的尺寸要使實際制動力矩滿足理想制動力矩的要求。之后，要進行摩擦襯片的磨損特性計算和制動器的熱容量和溫升核算，如不滿足要求則要修改制動器及驅動機構的尺寸重復上面步驟，直到滿足要求。 1. 理想最大制動力和最大制動力矩的計算 2. 制動器的制動因素計算 選擇支承銷式領從蹄制動器 =100*2π360-sin100°cos194.25°4*sin50°sin97.125°=0.88795 單個領蹄的制動蹄因數(shù)為 單個從蹄的制動蹄因數(shù)為 支承銷式領從蹄制動器整個制動器因數(shù)BF 3. 張開力的計算 后軸單個制動器應能產(chǎn)生的最大制動力矩: Tf2=Tf2max/2=6077.0N*M 前軸單個制動器應能產(chǎn)生的最大制動力矩: Tf1=Tf1max/2=6583.5N*M 前輪制動器張開力 后輪制動器張開力 4. 制動蹄自鎖條件檢驗計算 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。對于支承銷式領從蹄制動器，領蹄自鎖條件為： 則此時。 如果f＜A（a`/r）/B，則不會自鎖。 又知 A（a`/r）/B=0.88795*（161.25/200）/0.936=0.764> f = 0.35 所以 經(jīng)檢驗得出 制動蹄不會自鎖。 5. 摩擦襯片的磨損特性計算 （1） 比能量耗散率e 汽車的制動過程是將其機械能得以部分轉化為熱量而耗散的過程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。，產(chǎn)生制動器的能量負荷，能力越大摩擦片的磨損越嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率e作為評價，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2. （3-7） 總質量3.5t以上的貨車取v1 =80km/h（22.2m/s）；j為制動減速度，計算時取j=0.6g；A1為前制動器襯片的摩擦面積；β為制動力分配系數(shù)。緊急制動到v2 = 0時，可近似認為：t=（v1- v2 ）/j =(22.2-0）/（0.6*9.8）=3.78s 由于鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 為宜，所以符合要求。 （2） 比摩擦力 比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力，單個車輪制動器的比摩擦力為 前制動器 =Tf1 /（RA）=6077.0N*m/（0.2m*698.1*100）=0.435N/ 后制動器 =Tf2 /（RA）=6583.5N*m/（0.2m*698.1*100）=0.472N/ （3） 平均壓力 由 ：式中N為摩擦襯片與制動鼓間的法向力，A為摩擦襯片的摩擦面積。取后制動器較大值計算。 符合要求。 （4） 比滑摩功 磨損和熱的性能指標也可用襯片在制動過程中有最高制動初速度至停車所完成的單位襯片（襯塊）面積的滑磨功即比滑磨功來衡量： （3-8） 由于 故符合要求。 （三） 前、后制動器的主要結構參數(shù)計算 1. 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時氣溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應與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。輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合式制動鼓。也可用在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合形成制動鼓。 采用由鋼板沖壓成型的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓。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，且損失少許踏板行程。古銅變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口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散熱能力。制動鼓壁厚取8mm，符合要求7 ～12mm。 已知輪輞的名義直徑為20 英寸。于是，我們可以選擇組合式制動鼓，制動鼓的最大內(nèi)徑為d=420mm，現(xiàn)取d=400mm.制動鼓的制造厚度為10mm，制動鼓材料為HT200灰鑄鐵。 2. 制動蹄 制動蹄采用T形型鋼板焊接制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度選為10mm，摩擦襯片的厚度為10mm，制動蹄寬度為90mm，襯片采用鉚接在制動蹄上。 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。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 4. 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。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 5. 制動蹄的支承 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)。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性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正確安裝位置，避免側向偏擺。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。 6. 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。 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。 目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(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和其他性能。 另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f =0.4 以上)，沖擊強度比模壓材料高4～5 倍。但耐熱性差，在200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質量的 60％～80％)，加上石墨、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。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。設計計算制動器時一般取 0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 這里取制動器取模壓材料，取摩擦材料的摩擦系數(shù)為f=0.35。 7. 制動輪缸 是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞。 8. 制動器間隙 制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.2～0.5mm。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小。考慮到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調(diào)整機構。 設定本車制動器間隙為0.5mm。 （四） 前、后制動器驅動機構的設計計算 1. 制動輪缸設計計算 制動輪缸是用于將主缸產(chǎn)生的液壓轉換成給予制動蹄張力的部件。本次采用的是雙活塞式制動輪缸。 2. 制動輪缸直徑與工作容積的確定 制動輪缸對制動蹄施加的張開壓力F0與輪缸直徑dw和制動管路壓力p的關系 為 dw=4F0πp （3-9） 制動油路壓力一般不超過10-12Mpa， 取P=10Mpa （1） 前制動器 dw1=44.21mm 得輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm 取dw1=45mm （2） 后制動器 dw2=46.01mm 取dw2=50mm （3） 工作容積的確定 ξ為輪缸活塞在完全制動時的行程，鼓式制動器可取ξ=2.5mm，每個輪缸的工作容積V=2*（π/4）**ξ （3-10）， 所以前制動輪缸的總工作容積 V=2*（π/4）**ξ=2*(π/4)*452mm2*2*2.5=15904.3mm2 后制動的輪缸工作總容積為 V=2*（π/4）**ξ=2*(π/4)*502mm2*2*2.5=19635.0mm2 所以輪缸總工作容積為 V=15904.3+19635.0mm2=35539.3 mm2 3. 制動主缸設計 制動裝置采用雙回路制動系統(tǒng)，制動主缸為串列雙腔制動主缸。 （1）直徑的確定 主缸直徑的尺寸系列為19,20.5，22,24,26,28,30,32,35,38mm等，取=38mm （2） 制動主缸的工作容積 式中：V為所有輪缸的總工作容積，V`為制動軟管的容積變形。 在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為（貨車） （3）主缸活塞行程 可用確定，一般=（0.8～1.2）。 經(jīng)計算得，= 38.10mm，滿足=（0.8～1.2） 4. 制動踏板力設計計算 由于采用助力式伺服制動系，其制動踏板力Fp用下式計算： （3-11） 式中，為踏板機構傳動比，取=3，為助力器助力比，取=7 ，為踏板機構及液壓主缸的機械效率，=0.82～0.86，取=0.85。 制動踏板力應滿足以下要求，最大踏板力一般為700N（貨車）。 5. 制動踏板工作行程計算 制動踏板工作行程計算用下式表示 （3-12） 式中，為主缸中推桿活塞間的間隙和伺服閥柱塞與反饋盤之間的間隙，、取=3.0mm，為主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程對貨車不大于180mm ＜180mm 所以符合要求。 四、結果分析 （一） I曲線和β曲線 x=0:1:40000; G=7140*9.8;hg=862.4; b=1267.2; L=3840; G0=2945*9.8;hg0=748;b0=1996.8; y1=0.923*x;%β曲線 y2=((G*(b.^2+4*hg*L*x./G).^(1/2))./hg-(G*b./hg+2*x))./2;%滿載I曲線 y3=((G0*(b0.^2+4*hg0*L*x./G0).^(1/2))./hg0-(G0*b0./hg0+2*x))./2;%空載I曲線 y4=0.846*7140*9.8-x; % 附著系數(shù)為0.846 plot(x,y1,x,y2,x,y3,x,y4); axis([0 40000 0 40000]) title('貨車I線與β線') xlabel('前制動器制動力F1/N'); ylabel('后制動器制動力F2/N'); gtext('I曲線(空載)') gtext('I曲線(滿載)') gtext('β線') 圖4-1 （二） ECE法規(guī)校核 1.根據(jù)ECE法規(guī) 確定前后軸利用附著系數(shù) 設汽車制動減速度為du/dt，制動力分配系數(shù)為b 。則前輪制動器制動力為 Fu1=Fxb1= βGz （4-1） 前輪地面法向反力 Fz1=G(b+zhg)/L （4-2） 則前輪利用附著系數(shù)為 f =Fxb1/Fz1=βzL/(b+zhg) （4-3） 同理可得后輪制動器制動力為 Fu2=Fxb2=(1－β)Gz （4-4） 后輪地面法向反力 Fz2=G(a－zhg)/L （4-5） 則后輪利用附著系數(shù)為 r=Fxb1/Fz1=(1－ β)zL/(a－zhg) （4-6） 2. 根據(jù)ECE法規(guī)進行汽車制動力分配 根據(jù) ECE 法規(guī)對貨車制動力分配要求，可得如下不等式當 z=0.15～0.3 時， f≥r （4-7） β/(b+zhg)≥(1－β)/(a－zhg) （4-8） 當 z=0.2～0.8 時， f≤(z+0.07)/0.85 （4-9） r≤(z+0.07)/0.85 （4-10） 式（4-9）、式（4-10）可寫成 βzL/(b+zhg) ≤(z+0.07)/0.85 （4-11） (1－β)zL/(a－zhg) ≤(z+0.07)/0.85 （4-12） 由式（4-8）、式（4-11）、式（4-12）構成下列不等式組， 進而到三條制動力分配系數(shù)的控制曲線。 β≥(b+zhg)/L （z=0.15～0.3） （4-13） β≥1-(z+0.07)(a-zhg)/(0.85zL) （4-14） （z=0.2～0.8） β≤(z+0.07)(b+zhg)/(0.85zL) （4-15） （z=0.2～0.8） 圖 4-2 A 線和B 線分別稱為上控制線和下控制線，C線稱為抱死順序控制線，也可以稱為第二下控制 線。從圖4-2 可以看出只有β在上下控制區(qū)域內(nèi)（在虛線區(qū)域內(nèi)）才滿足ECE 法規(guī)。 圖4-2 3. 滿足ECE法規(guī)火車β值的確定 當 z=0.3 時，由式(4-13)得到的b 值滿足ECE 法規(guī)的第二下控制線的最大值。即 βdmax2=(b+0.3hg)/L （4-16） 同理，當z=0.8時，由式（4-14）得到的β值是滿足ECE法規(guī)的第一下控制線的最大值。即 βdmax1=1-1.28(a-0.8hg)/L （4-17） 為了確定制動力分配系數(shù)β的范圍，約定將下控制線的最大值作為β的最小值；將上控制線的最小值作為β的最大值 (b+0.3hg)/L≥1-1.28(a-0.8hg)/L （4-18） 即 a≤2.6hg （4-19） β min= βdmax1=1-1.28(a-0.8hg)/L （4-20） 若 a＞2.6hg （4-21） βmin= βdmax2=(b+0.3hg)/L （4-22） 由式（4-15）得 dβdz=0,上控制線最小值 Z2hg=0.07b （4-23） z=0.07bhg (4-24) β max=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L) （4-25）當 βmax≥ βmin 時，取 βmin≤ β ≤βmax （4-26） 滿足 ECE 法規(guī)， 4. 本設計實際校核 （1）. 滿載 由a=2.5728m＞2.6hg=2.242 故由式（4-22）得 βmin= βdmax1=(b+0.3hg)/L=0.3973 由式（4-25） βmax=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L)=0.5811 由式（4-26）βmin≤ β ≤βmax 故滿載時選擇初選β2=0.52 合理。 （2）. 空載 由于 a=1.8432＞2.6hg=2.197 故由式（4-22）得 βmin= βdmax1=(b+0.3hg)/L=0.5784 由式 （4-25） βmax=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L)=0.91 故空載時選用β=0.52 不合理。 由式（4-26）βmin≤ β ≤βmax 此時選擇β1=0.62。 因此需加裝制動力調(diào)節(jié)裝置。 五、課程設計總結 在本次課程設計之中，收獲了很多，體會到了很多。感觸最深的一點就是以一個團隊進行合作的過程當中，每個人的做的事都會可能對其他人造成影響，這就告訴了我們不管做什么事都要細心細致，也許你的一個錯誤可能不只用你一個人的時間就可以彌補，我們也應該培養(yǎng)一種謹慎的習慣，也許作為一個將來的工程師，一個錯誤不是你可以彌補的。同時在本次課程設計當中也遇到了許多的問題，比如在設計過程當中很多東西由于第一次接觸是非常陌生的，這要靠查閱資料，認真的思考；同時在課程設計當中由于資料有限，很多想知道的東西都無法查閱到，很多東西也沒有參考標準，最后還要靠大家的討論分析猜測從而完成設計。 這也告訴了我們遇到問題我們需要多思考，多動腦，也要培養(yǎng)一種發(fā)散思維，讓我們能勇于突破，勇于想象，勇于創(chuàng)造，這也是我們以后不可或缺的一種能力。 在本次課程設計中學到了很多，體會到了很多，這讓我們在以后工作，生活的道路上更能克服困難，培養(yǎng)了解決問題的能力。 參考文獻 [1]．陳家瑞.汽車構造（下冊）[M].北京：機械工業(yè)出版社,2009:303-388 [2]．王望予.汽車設計（第四版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2011:257-285 [3]．余志生.汽車理論（第五版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009:89-129 [4]．馬明星,王豐元.汽車設計課程設計指導書（第一版）[M].中國電力出版社,2000:172-194 [5]．張立軍，朱博，賈云雷.依ECU法規(guī)進行汽車制動力分配新方法[N].遼寧工程技術大學學報,2005-4（24） 21