ZQ1080型商用車制動系設(shè)計【含CAD圖紙+文檔】

壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,均可直接下載獲得文件，所見所得，電腦查看更方便。Q 197216396 或 11970985 機電工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書設(shè)計題目: ZQ1080型商用車制動系設(shè)計 學生姓名： 學 號： 專業(yè)班級： 指導教師： 20xx年 5月 25日 目 錄1 前言11.1制動系的設(shè)計意義11.2制動系的發(fā)展概況12 制動系的結(jié)構(gòu)類型及選擇22.1制動系統(tǒng)的功用及構(gòu)造22.2制動系統(tǒng)的分類總結(jié)43 制動系設(shè)計結(jié)構(gòu)方案的選擇43.1制動系的設(shè)計技術(shù)要求43.2制動器結(jié)構(gòu)的確定43.3 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)確定73.4制動管路的形式選擇94 制動系統(tǒng)設(shè)計計算104.1 輕型商用車的主要技術(shù)參數(shù)104.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇104.3 制動器因數(shù)的確定124.4 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定134.5 制動器主要零部件的設(shè)計165制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算195.1 盤式制動器直徑與工作容積的設(shè)計計算195.2 鼓式制動器直徑與工作容積的計算205.3 制動主缸直徑與工作容積的計算215.4制動踏板力與踏板行程的計算216 制動性能分析226.1 制動減速度與制動距離計算226.2 制動襯塊的磨損特性計算236 .3 駐車制動計算24設(shè)計總結(jié)26參考文獻27致謝281 前言1.1制動系的設(shè)計意義從汽車出現(xiàn)時起，起著非常重要作用的就包括汽車制動系統(tǒng)即剎車，主要在汽車行駛和安全方面。近年來，由于公路的發(fā)展越來越好和汽車的數(shù)量越來越多，人們對車輛技術(shù)和汽車速度要求也越來越高，所以制動系的重要性也就越來越突出來。人們的要求日益增高，對于汽車的行駛安全方面，為人自身和汽車安全的提高，人們要完成一項迫在眉睫的任務，即為汽車設(shè)置可靠的制動系統(tǒng)。汽車專家對制動性能方面，貢獻一生心血。目前，人們對汽車制動方面的追求，大部分在制動控制方面，包括采用創(chuàng)新理論及實踐上的新技術(shù)制動控制和方法，要使汽車制動性能來進一步提高，滿足人類對汽車的需求。1.2制動系的發(fā)展概況 最先的機械控制裝置造就了汽車制動器，最開始的控制剎車方式就是司機產(chǎn)生力向制動裝置，利用一組簡單的機械裝置。但隨著人們對汽車用途范圍變大，就要求較大的載重量，所以人力已不能滿足，就需要助力裝置來加力。真空助力裝置誕生，也就是后來的動力制動系統(tǒng)。1932年，帶有真空助力裝置的汽車出現(xiàn)了。機械制動產(chǎn)生后液壓制動開始發(fā)展，液壓制動是汽車業(yè)的又一重大成果。隨著汽車行業(yè)的進步，車輛制動即剎車方面又突破了，液壓制動器在轎車上成功應用。1924年，四輪液壓制動器又問世了。20世紀50年代，我國開始發(fā)展汽車工業(yè)。到1988年底，我國在一年內(nèi)已能生產(chǎn)汽車幾十萬輛，整個國家汽車的確保數(shù)量已超400多萬輛。但是我國制動系的發(fā)展仍難以達到世界先進水平，即使有巨大的汽車行業(yè)也無法彌補。從70年代我國開始研制減速制動系統(tǒng)，但并沒有得到重視和推廣。動力制動系統(tǒng)是我國某些小型商用車中使用的主要制動系統(tǒng)，應用廣泛?？諝庵苿酉到y(tǒng)是國產(chǎn)載重5噸以上車輛的主要使用的制動系統(tǒng)。鼓式制動器在中國各種各樣的車輛上應用廣泛，是80年代以前國產(chǎn)汽車的主要制動器，到80年代中期，在中國盤式制動器出現(xiàn)，不過很少，只在引進車輛上使用。 20世紀80年代后期,人們對汽車最突出的貢獻，就是在汽車上安裝防抱死制動系統(tǒng)(ABS)并且大力推廣。安裝的ABS大大提高了車輛的安全性和操縱性。目前，汽車的ABS進步很快，在各種車輛上都有應用。然而我國與世界先進水平相比，減速制動系統(tǒng)在我國雖已存在，并沒有得到充分發(fā)展。制動器從50年代到80年代在國內(nèi)無突出發(fā)展，一直使用鼓式制動器。我國在80年代后期引進的車型上應用盤式制動器，像奧迪、桑塔納等。近年來，我國認識到國產(chǎn)車在制動系統(tǒng)的不足，開始引進和開發(fā)國外的先進技術(shù)，來提高汽車的制動性能。例如重慶發(fā)動機廠引進了康明斯公司的發(fā)動機排氣制動系統(tǒng)來提高汽車行車的安全性。 經(jīng)過人們研究發(fā)展，時間上已超過百年，固定下來了對于車輛制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)型式。過去制動系統(tǒng)的工作原理大體都一致，用工作時摩擦產(chǎn)生的熱來消耗汽車的機械能，來完成剎車減速或直至停下來。隨著電子尤其是大規(guī)模、超大規(guī)模集成電路高產(chǎn)品的發(fā)展以及節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車制動系的機構(gòu)型式發(fā)生翻天覆地的變化。例如凱西-海斯(K-H)公司提高了一般的制動器，他們的技術(shù)人員在某一車上設(shè)置了電-液(EH)制動系統(tǒng)，該系統(tǒng)不同于一般的制動器。采用電力裝置和4個比例閥，K-H公司的EBM就能預測到?jīng)]有裝置此系統(tǒng)的很多功能，不用再增加又一裝置。EBM系統(tǒng)是比普通制動器對車輛的基本制動力更合理，使汽車的剎車距離縮短5%左右。傳統(tǒng)的液壓制動裝置成為過去，隨著一種徹底的電路制動等一系列新技術(shù)研究開發(fā)產(chǎn)生。2 制動系的結(jié)構(gòu)類型及選擇2.1制動系統(tǒng)的功用及構(gòu)造為了提高汽車的平均速度，保證車輛安全行駛，增加汽車載重量，在汽車上都設(shè)有特制的剎車裝置。這樣的一系列特制裝置我們稱為制動系統(tǒng)。我們總結(jié)現(xiàn)代的汽車制動系統(tǒng)的功用主要有三個：a.使?jié)L動著的汽車速度降下了以至于停下b.使汽車在下長坡時保持勻速行駛c.使汽車的停駐更可靠。目前，人們總結(jié)目前的汽車上采用的制動系統(tǒng)的機構(gòu)主要分為四大部分：供能機構(gòu)、控制機構(gòu)、傳動機構(gòu)、制動器。圖2.1是制動系統(tǒng)工作原理示意圖。 圖 2.1 制動系統(tǒng)工作原理示意圖 （1）供能機構(gòu)：即制動能源也叫剎車來源，各種部件當制動所需的動力和提高性能時。同時司機身體也可作為制動能源。（2）控制機構(gòu)：這樣的部件，有剎車趨勢的產(chǎn)生和剎車結(jié)果的控制，如圖2.1中的1。（3）傳動機構(gòu)：此部件，包含把制動能量傳到制動器，圖2.1中的4和6。（4）制動器：這樣的力部件，用于阻礙汽車運動或者運動意向。一般現(xiàn)代的制動系統(tǒng)還裝置了很多輔助設(shè)施。圖2.2是汽車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)示意圖見。 圖2.2帶ABS的傳統(tǒng)汽車制動系統(tǒng)示意圖車輪制動器、氣壓傳動和液壓傳動裝置構(gòu)成了制動系統(tǒng)的基本結(jié)構(gòu)組成。車輪制動器包括旋轉(zhuǎn)元件、固定元件和張開機構(gòu)，制動鼓是旋轉(zhuǎn)元件；制動蹄和制動底板組成固定元件；制動輪缸屬于張開機構(gòu)。踏板、桿件、空氣干燥器、制動總閥、制動氣室、四回路保護閥和管路等部件組成氣壓制動傳動裝置。踏板、桿件、制動輪缸、制動主缸和管路等部件構(gòu)成液壓制動傳動裝置。2.2制動系統(tǒng)的分類總結(jié) 汽車制動系統(tǒng)種類繁多，按制動系統(tǒng)的用途分為：行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、輔助制動系統(tǒng)和第二制動系統(tǒng)；按動力能源分為：人力制動系、動力制動系、伺服制動系；按能量傳輸方式分為：機械式、液壓式、氣壓式、電磁式和組合式；按回路分為：單回路和雙回路制動系統(tǒng)。3 制動系設(shè)計結(jié)構(gòu)方案的選擇3.1制動系的設(shè)計技術(shù)要求為了保證制動系工作平穩(wěn)安全，為設(shè)計制動系統(tǒng)要滿足以下要求： （1）要有好的制動效能。（2）制動時要有足夠好的平穩(wěn)性。制動柔和、平穩(wěn)；分離迅速、徹底。（3）制動時穩(wěn)定性要好。跑偏和側(cè)滑最容易出現(xiàn)要預防。（4）操縱輕便。對于操縱力，一般轎車350N，貨車550N，極限力最多700N。 （5）要有足夠好的散熱性，便利調(diào)整。這就要求制動蹄摩擦片耐高溫，磨損后能夠方便地調(diào)整間隙，熱傳遞快，能夠防止塵埃、油污，變潮濕后恢復快。（6）避免自行制動。（7）帶掛車時，要滿足掛車停的時間比主車停的時間短，比主車解除制動晚。3.2制動器結(jié)構(gòu)的確定大部分用于行車制動，有時也可以具有駐車制動和第二制動是車輪制動器的功用。摩擦式、電磁式和液力式是制動器的三個主要形式。3.2.1電磁式制動器 電磁式制動器的優(yōu)點：作用延后性能好、每個接頭處連接穩(wěn)定而且比較容易連接等。但其缺點：工藝結(jié)構(gòu)太復雜麻煩，資金太高，只在少數(shù)商用車上，總重量比較大的才能采用，車輪制動器或緩速器是具體的用途。 3.2.2液力式制動器作為緩速器是液力式制動器的普遍用途。3.2.3摩擦式制動器現(xiàn)在汽車上的制動器絕大多數(shù)都使用摩擦式制動器。根據(jù)旋轉(zhuǎn)部分的結(jié)構(gòu)不同劃分，摩擦式制動器包括鼓式和盤式兩種。圖3.1和圖3.2分別是鼓式和盤式制動器結(jié)構(gòu)型式。 圖3.1鼓式制動器示意圖 圖3.2盤式制動器示意圖(1)鼓式制動器鼓式制動器分為內(nèi)張型和外束型鼓式制動器，根據(jù)制動蹄的張開方向。目前只有某些車輛上才使用外束型鼓式制動器，內(nèi)張型鼓式制動器則被廣泛安裝在現(xiàn)代汽車上。 鼓式制動器用途廣泛，都使用在各種類型車上，在商用車上更普遍。同時鼓式制動器的力矩比盤式制動器大得多，還有鼓式制動器內(nèi)部具有緊湊的結(jié)構(gòu)，制造資金比較低，相應銷售價格便宜，還有與過去的設(shè)計理念相同，設(shè)計簡單，所以廣泛應用。所以在很多重型車現(xiàn)在仍使用四個車輪全是鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器根據(jù)其元件受力不同，分為領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器。各自的制動鼓對制動效能的影響都不相同，由于它們的受外力方式、車輪滾動方向以及制動狀況，各種內(nèi)張型鼓式制動器結(jié)構(gòu)見圖3.3。圖3.3鼓式制動器簡圖 領(lǐng)從蹄式制動器的很多特性，在所有制動器居中；不變的制動效果無輪怎樣行駛；投資的資金成本低，結(jié)構(gòu)簡單緊湊；蹄片之間的間隙可調(diào)；在駐車制動方便，對于此制動器的附屬安裝。因此廣泛應用在中、重型載貨汽車，尤其是此制動器用作后輪制動器在乘用車和總重量較小的商用車上。雙領(lǐng)蹄式制動器優(yōu)點：汽車前進剎車時，具有高的制動效能。缺點：又充當了雙從蹄式，當?shù)管嚂r，此時大大降低了制動效能。很多轎車的前輪常用此磁制動器。 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器優(yōu)點：其制動效能不變，無論汽車向前、向后，所以在中型以上載貨汽車和某些轎車的前，后輪都有用到。缺點：其內(nèi)部結(jié)構(gòu)復雜麻煩，投資資金較高，還要用中央制動器。單向自增力式制動器優(yōu)點：汽車向前剎車時，制動效能比各種制動器都要高。缺點：它的制動效能是所有制動器中最小的，在汽車后退制動。所以用途較少僅用于部分車作前輪制動器。雙向自増力式制動器只用在少數(shù)轎車上，總是作為手剎與腳剎共同的制動器，汽車中央制動器也是其用途。本次設(shè)計中型商用車總質(zhì)量相對較小，采用資金低、造價便宜，緊湊的內(nèi)部結(jié)構(gòu)的領(lǐng)從蹄式鼓式制動器。(2)盤式制動器 盤式制動器所具備的優(yōu)勢，如下所示：（1）制動效能穩(wěn)定；（2）抗熱衰退； （3) 抗水衰退；（4）在產(chǎn)生制動力矩相同時，外形尺寸和制動器質(zhì)量??；（5）制動力矩與汽車的工況沒有關(guān)系；（6）間隙的調(diào)整比較容易，其后期的保養(yǎng)修理也較容易；（7）在磨損時，摩擦襯塊更容易換，整個結(jié)構(gòu)也簡單緊湊。作為一種輕卡載貨汽車，綜合考慮成本、結(jié)構(gòu)、維修等各方面因素，采用盤式制動器安裝在前輪，鼓式制動器安裝在后輪方案。固定鉗式和浮動鉗式是前盤式制動器兩大類。浮動鉗式又分為滑動鉗式和擺動鉗式。其中浮動前盤式制動器緊湊的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，投資資金低，布置的空間小，制動器與輪轂可挨得很近，一組制動塊同時用作手剎和腳剎制動。因此作為輕卡載貨商用車前輪制動器采用浮動式制動器是最佳選擇。3.3 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)確定由制動來源的區(qū)別，制動驅(qū)動機構(gòu)分為三大類型：人力制動（簡單制動）、伺服制動以及動力制動。按力的傳遞分為大四類：機械式、氣壓式、液壓式和氣-液壓式。各種型式的制動驅(qū)動機構(gòu)區(qū)別，如表3.1所示。 表3.1制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式制動力源力的傳遞方式用途型式制動力源工作介質(zhì)型式工作介質(zhì)人力制動系司機體力機械式桿系或鋼絲繩僅限于駐車制動液壓式制動液部分微型汽車的行車制動動力制動系氣壓動力制動系發(fā)動機動力空氣氣壓式空氣中、重型汽車的行車制動氣壓-液壓式空氣、制動液液壓動力制動系制動液液壓式制動液伺服制動系真空伺服制動系司機體力與發(fā)動機動力空氣液壓式制動液轎車，微、輕、中型汽車的行車制動氣壓制動系空氣液壓伺服制動系制動液3.3.1人力制動系 機械式和液壓式是人力制動范疇。桿系傳力是機械式的傳動方式，但是效率低，需要多處潤滑，小的傳動比，對于制動力對于前、后軸和左、右輪均衡難以達到，在行車制動系統(tǒng)中已消失。因結(jié)構(gòu)緊湊，投資的資金低，出現(xiàn)的事故少，還在中，在某些小汽車的駐車制動中還可以看見。液壓制動在行車制動范圍中應用廣泛。液壓制動優(yōu)點：壓力高，反應時間短；輪缸的面積小，重量輕，緊湊的結(jié)構(gòu)；機械效率較高。液壓制動缺點是：受熱變長后，使液壓傳送困難，制動液會變質(zhì)，改變了制動效能，產(chǎn)生氣泡堵在管路中，重則失效。過去在轎車、輕型貨車和少數(shù)中型貨車上液壓制動廣泛采用。3.3.2動力制動系動力制動由發(fā)動機起作用，具體表現(xiàn)為能量轉(zhuǎn)化。司機在踏板或手柄上的力，只是控制元件。（1）氣壓制動系氣壓制動是最常見的。其主要優(yōu)點：操縱力不大，工作平穩(wěn)可靠，保養(yǎng)維修便利，氣源還能為其它裝置采用。其缺點：結(jié)構(gòu)較麻煩、很重，投資資金高，制動氣室排氣噪聲很大。氣壓制動多用在中級以上的貨車、客車以及列車。（2）氣頂液制動系氣頂液制動涵蓋了液壓式和氣壓式制動的優(yōu)點，較短的管路，持續(xù)時間較短。缺點：結(jié)構(gòu)麻煩面積大占得空間大、重量笨重、投資高，所以集中在重型車上。（3）全液壓動力制動系全液壓動力制動但因結(jié)構(gòu)非常復雜，也要求比較高的系統(tǒng)的密性，目前并不常見，僅在某些高檔次轎車、豪華客車和某些特設(shè)自卸車上使用。3.3.3伺服制動系伺服制動的能源來自人力和發(fā)動機。一般狀況下，工作時產(chǎn)生的壓力絕大部分由動力伺服系統(tǒng)完成。在伺服系統(tǒng)不能用時，還能有人力產(chǎn)生力，即司機作用的力。所以，大多數(shù)轎車以及一般的輕、中型商用車，都使用伺服制動。伺服制動根據(jù)其伺服能源不同，分為真空、空氣和液壓伺服制動。在產(chǎn)生相同的力時，真空伺服氣室的面積比氣壓伺服氣室大很多。同時，真空伺服系統(tǒng)比氣壓伺服系統(tǒng)的內(nèi)部結(jié)構(gòu)要簡單很多。裝載質(zhì)量在6t以下的載貨汽車及總質(zhì)量在1.1t-1.35t的轎車上，真空伺服制動系使用廣泛。裝載質(zhì)量為612t的商用車和少數(shù)乘用車上，氣壓伺服制動系較多應用。經(jīng)過比較與分析，此次的商用車制動驅(qū)動機構(gòu)采用真空助力式伺服系統(tǒng)。3.4制動管路的形式選擇保證制動驅(qū)動機構(gòu)工作可靠，汽車安全，其裝置最少得有兩套相互獨立無關(guān)的系統(tǒng)，即雙管路回路。把車的所有利用腳剎的管路分成兩個或兩個以上無關(guān)回路，如果一個回路壞時，不影響其他的回路。圖3.4為雙軸汽車五種分路方案圖，是對于液壓式制動驅(qū)動機構(gòu)的雙回路系統(tǒng)。選擇分路方案主時是把其制動力、制動效能和回路系統(tǒng)等綜合考慮的。 1-雙腔制動主缸；2-雙回路系統(tǒng)的一個分路；3-雙回路的另一分路圖3.4雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案圖圖3.4(a)一軸對一軸的型。其優(yōu)點：管路分布最容易，制造便宜。都有采用在各種類型車輛上，最常見的是貨車。圖3.4(b)X型。其特點：結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，一個回路出故障時約一半的制動效能仍可以產(chǎn)生，還有不變的分配關(guān)系和附著關(guān)系，確保了制動時與整車受力一致性。這樣的汽車，其主銷偏移距為取負(約20mm)，所以此時的制動力使車輪反向，方向感大大提高，因此在中級以下的某些轎車多采用此方案。圖3.4(c)一軸半對半軸HI型。圖3.4（d）半軸一輪對半軸一輪LL型。圖3.4（e）雙半軸對雙半軸HH型。HI，LL，HH型的分布都不簡單。LL型與HH型在任一回路出故障時，LL型的剩余力為原來80%左右，HH型為50%左右，單用回路的HI型剩余力大，在突發(fā)狀況時，最容易先卡死的是后輪，這是一種不穩(wěn)定工況。此次的管路設(shè)計采用圖3.4(a)所示回路系統(tǒng)，滿足GB 72582004對制動管路布置的需求。4 制動系統(tǒng)設(shè)計計算4.1 輕型商用車的主要技術(shù)參數(shù) 本次設(shè)計中ZQ1080型商用車所參照的汽車HFC1084相關(guān)數(shù)據(jù)如表4.1。表4.1 ZQ1080整車參數(shù)已知參數(shù)車型ZQ1080軸距L（mm）3650整車整備質(zhì)量（Kg）3000滿載質(zhì)量（Kg）8190滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）2220滿載時質(zhì)心距后軸中心線的距離（mm）1430 空載時質(zhì)心高度（mm）890滿載時質(zhì)心高度（mm）986 車輪滾動半徑（mm）4054.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇4.2.1 同步附著系數(shù)的確定 根據(jù)汽車理論和汽車設(shè)計(1)，剎車時一般是前車輪首先卡死，此時是一種汽車的穩(wěn)定狀況，但失去了車輪轉(zhuǎn)向的能力；(2），剎車時一般是后車輪先卡死，此時后軸側(cè)滑、甩尾最容易發(fā)生導致汽車失去穩(wěn)定的方向的能力；(3），剎車時一般是一起卡死，前后車輪同時，此時是一種汽車的穩(wěn)定狀況，但同時也失去了汽車的轉(zhuǎn)向能力。研究表明，汽車剎車時，同步附著系數(shù)為時，減速度為，=,為剎車時的制動強度。而在別的附著系數(shù)的路面上剎車時，而前輪或后輪將要抱死的制動強度,只在的路面上，才可以充分利用地面的附著條件。 查閱文獻資料，車裝滿時的同步附著系數(shù)，一般的車取；貨車取。綜和考慮此車的狀況值，取=0.6。4.2.2 制動器制動力分配系數(shù)的確定 （41） = =0.4294.2.3 制動器最大制動力矩的確定 在良好路面時取值在0.70.9之間，取 =0.8，是該車所能 遇到的最大附著系數(shù)（汽車制動系統(tǒng)的使用與維修） （42） = =6386.2N.m （43） =8466.0N.m 則單個車輪制動器應有的最大制動力矩 =3193.1N.m =2116.5N.m式中: -滿載時汽車質(zhì)心高度； -汽車的軸距；-汽車滾動半徑；-滿載時汽車質(zhì)心位置離后軸距離；-汽車整備時所受重力；-地面附著系數(shù)。 由求得：N （44） 4.3 制動器因數(shù)的確定4.3.1 前輪盤式制動效能因數(shù) 根據(jù)公式 （45） f取0.5前輪盤式制動器 =20.5=1.0摩擦材料系數(shù)的值為，少數(shù)可取0.7?？傮w表明所用材料，摩擦系數(shù)與耐磨性，二者成反比關(guān)系?，F(xiàn)在中國的摩擦片在不足250時，控制摩擦系數(shù)=0.350.40安全。此處的制動器摩擦系數(shù)取0.4，在接下來的鼓式制動器設(shè)計中其摩擦材料的摩擦系數(shù)取0.3。4.3.2 后輪鼓式制動器效能因數(shù)(1）領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)：圖4.1鼓式制動器尺寸參數(shù)示意圖 （45） =2;=0.8得=0.79(2）從蹄制動因數(shù)： （46） 得=0.48整個領(lǐng)從蹄制動器的制動因數(shù)4.4 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定4.4.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)(1)制動鼓直徑 由于ZQ1080采用后輪胎規(guī)格為7.50-1614PR，16的輪輞所以取，制動鼓直徑與輪輞直徑之比：貨車 。=406.4mmmm(2)制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 由制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm摩擦襯片包角的選擇，摩擦襯片包角最合適，由于保護的好，制動鼓散發(fā)的熱量也少，所以高的制動效能。如若再降低達到散熱的程度不能與單位壓力過高將造成訊速磨損相抵消。包角也不能高于，如若過大產(chǎn)生的后果較嚴重，可能導致自鎖。綜上所述選取領(lǐng)蹄，從蹄單個制動器摩擦面積： （47） 式中：單個制動器摩擦面積，mm2 制動鼓直徑，mm； 摩擦片有效寬度，mm； 為兩制動蹄的襯片包角，（）。cm2 表4.2制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量t單個制動器摩擦面積cm2轎車客車與貨車（多為）（多為）由表4.2制動器襯片摩擦數(shù)據(jù)可知設(shè)計滿足要求。 (3)摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角，如圖4.2的幾何圖所示。總是摩擦襯片在制動蹄邊上，并令。領(lǐng)蹄包角從蹄包角圖4.2鼓式制動器的主要幾何參數(shù)示意圖(4)張開力的作用線至制動器中心的距離根據(jù)實際情況，（見圖4.2）大點好，來滿足制動效能。開始設(shè)計計算時可取左右，由設(shè)計圖取mm(5)制動蹄支銷中心的坐標位置與如圖4.2所示，支承銷中心距,取=34，同時也大，開始設(shè)計計算可約取，根據(jù)實際情況取mm。4.4.2盤式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)(1)制動盤直徑D制動盤直徑D足夠大，制動盤的有效半徑也相應變大，因此制動鉗產(chǎn)生的力就減小了，對摩擦襯塊的影響也就小了。制動盤的直徑密切相關(guān)于輪輞直徑有，制動盤的直徑D取輪輞直徑的，大多數(shù)的汽車取79%。mm取制動盤直徑mm(2)制動盤厚度h制動盤厚度h影響重要。為了使制動器的質(zhì)量輕，制動盤厚度h小些，又不能太小。實心盤的厚度h在給定范圍內(nèi)選取，此次制動盤厚度h=10mm(3)摩擦襯塊工作面積A 推薦根據(jù)制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在范圍內(nèi)選取。由參考值可取1.8，汽車質(zhì)量3000kg，所以摩擦襯塊單片的有效面積取為。 (4)摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑查閱資料，摩擦襯塊的兩半徑比值1.5。如果結(jié)果大，對摩擦襯塊產(chǎn)生不良影響，最后引起難以預料到的制動力矩。本次中摩擦襯塊形狀選擇扇形，如圖4.3。 圖4.3摩擦襯塊示意圖 取摩擦襯塊外半徑，內(nèi)半徑 則選取的摩擦襯塊半徑滿足要求。4.5 制動器主要零部件的設(shè)計4.5.1 鼓式制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)制動鼓 制動鼓也有要求：熱容量大和剛性高，制動時的溫度升高小。材料也有要求：較高的摩擦系數(shù)和接觸面磨損均勻。中型以上的客車、中型以上的貨車使用鑄造的制動鼓(圖3.13(a)；輕型載貨汽車和少數(shù)轎車一般使用組合式制動鼓(圖3.13(b)；鑄鋁合金制動鼓(圖3.12(c)在轎車上已普便，壽命較長而且減輕了其質(zhì)量，性能都很突出。 （a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓1沖壓成形輻板；2鑄鐵鼓筒；3灰鑄鐵內(nèi)鼓；4鑄鋁臺金制動鼓 圖4.4制動鼓示意圖選取的有剛度和強度的要求制動鼓壁厚。壁厚大些能保證熱容量足夠大。摩擦表面總體并不明顯對于溫度變化，壁厚從。制鼓的壁厚：轎車，中型以上貨車。為了檢查制動器間隙，要在制動鼓閉口側(cè)開小洞。ZQ1080屬于輕型載貨汽車，因此制動鼓壁厚度為12mm，采用HT200。 (2)制動蹄制動蹄一般用T形鋼碾壓或鋼板沖壓制成對于轎車和輕型以下載貨汽車。制動蹄要有剛度較好的結(jié)構(gòu)和斷面形狀，部分車上制動蹄腹板用鋼板制的，上開有一兩條徑向槽，能使制動蹄的剛度變小，使制動蹄摩擦襯片與制動鼓間的工作壓力，也使摩擦襯片的磨損更為均勻，同時降低制動噪音。摩擦襯片與制動蹄的連接要用鉚接或粘貼的方式，磨損厚度可以增大，壽命延長，但是對于更換襯片不容易；噪聲低。此次制動蹄的設(shè)計為HT200。 (3)制動底板制動底板是制動器大多數(shù)零件的構(gòu)架。制功底板要承擔制動器的反力矩，所以它的剛度要夠大。只有凹凸起伏的形狀制動底板才滿足。否則，制動力矩小由于剛度不到，增大了踏板行程，摩擦襯片不均勻磨損，造成嚴重結(jié)果。本次設(shè)計是輕卡采用HT250。 (4)制動蹄的支承 制動蹄的支承自由度為二，此緊湊結(jié)構(gòu)，使制動蹄自己確定。為使支承銷作用的制動蹄與制動鼓兩個工作面心重合，要有可調(diào)的支承位置。支承銷由由45號鋼制成。它的支座為可由KTH 37012或QT 40018制造。青銅偏心輪有利于腹板上的支承孔的工作完整性并能防止其它零件的磨損。要穩(wěn)定地保持制動蹄的安裝位置就要用長支承銷，防止側(cè)向偏擺位置不正確。還有在制動底板上另設(shè)一機構(gòu)，制動蹄與制動底板合適定位，在相應的零件上采取措施，來確定制動蹄的定位。本次設(shè)計目的是支承銷的制動蹄一個自由度與制動鼓兩工作面同心，所以采用支承銷。 (5)制動輪缸制動輪缸是重要機構(gòu)，其緊湊的結(jié)構(gòu)，布置簡單在車輪制動器中。其缸體制造可用HT250。它的缸筒為打通的孔?？捎娩X合金制造活塞。開槽頂塊與活塞外端緊靠，來支承制動蹄腹板端部或接頭部分。輪缸的工作腔要用橡膠密封圈或橡膠皮碗緊密封緊。大多的制動輪缸有兩個活塞直徑相同；部分有四個活塞；雙領(lǐng)蹄式的兩蹄，蹄用一個單活塞動。此次的領(lǐng)從蹄式的制動器，缸體材料采用HT250的鑄鐵，兩個活塞推動。如圖4.5所示 圖4.5 制動輪缸示意圖4.5.2 盤式制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)制動盤 灰鑄鐵或混合Cr或Ni等合金鑄鐵是制動盤的材料。制動盤的表面光滑。本次設(shè)計制動盤材料為HT250，結(jié)構(gòu)圖如圖4.6所示。 圖4.6 制動盤示意圖(2)制動鉗制動鉗的制造，它的材料可用K TH37012 或QT40018 ，也可用輕合金，成兩個由螺栓連接，制造成整體形狀。其制動鉗結(jié)構(gòu)圖如圖4.7所示。本次設(shè)計制動鉗采用45號鋼。 圖4.7 制動鉗示意圖 (3)制動塊 背板和摩擦襯塊成制動塊。襯塊的形狀一般為扇面形?；钊M量壓制較多的制動塊，使面積較多，防止襯塊卷角而導致噪音。背板用鋼板沖壓而成。制動塊的厚度取14mm。 (4)摩擦材料摩擦材料的摩擦系數(shù)高且不變，受熱衰退影響??；材料承受磨損，低吸水，能承受擠壓和沖擊；制動時無噪聲和氣味，摩擦材料應使用無污染材料?，F(xiàn)在在制動器中模壓材料使用較多，用石棉纖維混合粘結(jié)劑、填充劑與噪聲消除劑等模壓成型。模壓材料的優(yōu)點：使具有不同的摩擦性能和不同作用的摩擦襯片。5制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算5.1 盤式制動器直徑與工作容積的設(shè)計計算 根據(jù)汽車設(shè)計汽車理論公式， （5-1）根據(jù)前面算得的結(jié)果：，選取MPa，求： mm 由此，選取制動輪缸的直徑mm根據(jù)汽車設(shè)計汽車理論公式 （5-2）式中，一個輪缸活塞的直徑；輪缸活塞的數(shù)目；輪缸完全制動時的行程；初步設(shè)計時，一般取為2mm2.5mm，選取m，求一個輪缸的工作容積。 mm35.2 鼓式制動器直徑與工作容積的計算，選取MPa，由式(4.2)，求： mm 選取制動輪缸的直徑mm選取mm，求一個輪缸的工作容積。mm3全部輪缸的總工作容積為 (5-3)式中：輪缸的數(shù)目。mm5.3 制動主缸直徑與工作容積的計算制動主缸應有的工作容積 (5-4)式中：所有輪缸的工作容積； 在液壓下制動軟管形狀改變而導致的容積增量。 在開始設(shè)計計算時，考慮變形，制動主缸的工作容積，轎車，貨車，式中為所有輪缸的工作容積之和。 根據(jù)汽車設(shè)計汽車理論公式，主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： (5-5)取因此mm 根據(jù)GB 752487的系列尺寸取=30mm。5.4制動踏板力與踏板行程的計算 5.4.1 制動踏板力的計算根據(jù)汽車設(shè)計公式 （5-6）式中，制動主缸活塞直徑；制動管路的液壓；制動踏板機構(gòu)傳動比，取=4；制動踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，取=。N 制動操縱力應滿足的要求；轎車500N，貨車700N。設(shè)計計算時操縱力選取范圍在200N350N。因得出的踏板力大于最大踏板力，此處需安裝真空助力器， （5-7）式中，真空助力比，取。=2355/10=235.5N，所以符合要求。5.4.2 制動踏板行程的計算根據(jù)汽車設(shè)計公式制動踏板工作行程為 (5-8)式中，推桿與活塞的間隙，在1.52mm范圍內(nèi)取值；取=2mm；主缸活塞空行程。mm170mm180mm 所以符合設(shè)計要求。6 制動性能分析6.1 制動減速度與制動距離計算根據(jù)汽車理論汽車設(shè)計，制動系的制動性能，可用以下兩個量來確定。假設(shè)汽車是在特定道路上行駛，特定工況。本次任務中jmax=0.6g （6-1）式中，摩擦襯塊與制動盤的間隙時間，取0.1s；制動力增長過程所需的時間，取0.2s；v制動時的汽車速度，速度取為較大值90km/h。則：汽車的最大制動距離為所以滿足本次設(shè)計要求。6.2 制動襯塊的磨損特性計算 溫度、摩擦力、滑磨速度，以及襯片等許多因素是制動襯塊的磨損評價指標，所以用數(shù)據(jù)也就很難。摩擦時的溫度高低和力大小重要影響著磨損。汽車的制動過程即是將汽車的機械能轉(zhuǎn)化為熱能消耗的過程。在緊急制動過程中，制動器基本承受了汽車全部的動能消耗。此時，制動時間太短，產(chǎn)生的熱能還未散熱到空氣中就已經(jīng)被制動器吸收，造成溫度急劇升高。即能量荷載。對于盤式制動器的襯塊，制動盤的溫度高于制動鼓。由于各種類型的汽車總質(zhì)量和制動襯塊的接觸面積都不相同，用一種量作為指標。目前，常用的指標是比能量消散率，通常所用的計量單位為。 在緊急制動到停車的情況下，雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量 耗散率分別為： （6-2） 式中， 汽車總質(zhì)量； 制動初速度； t制動時間； 、前、后制動襯片（襯塊）的面積； 制動力分配系數(shù)。制動初速度：汽車用90km/h(25m/s)。汽車的盤式制動器滿足上面的和，比能量耗散率。比能量耗散率太高會導致襯片（襯塊）磨損加速，又使制動鼓或制動盤更早產(chǎn)生裂痕。 其中，=0.6 =4.25s =25m/s = 34830mm2 盤式制動器的比能量耗散率，所以設(shè)計滿足要求。 6 .3 駐車制動計算 根據(jù)汽車理論汽車設(shè)計公式 滿載時汽車在上坡路上停駐時的后橋附著力為 =ma g (+) （63） 汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為 =ma g () （64） 汽車可能停駐的極限上坡路傾角為 a 可根據(jù)后橋上的制動力與附著力相等的條件求得 即 ma g (+)= （65） 得到 a= （66） = =同理，汽車停駐的極限下坡路角為 = （67） =要求各種類型汽車的最大停駐坡度 911，所以設(shè)計滿足要求。 設(shè)計總結(jié) 本次ZQ1080商用車制動系設(shè)計應用前輪盤式制動器，后輪為鼓式制動器。在導師的指導下，通過查閱汽車制動系的有關(guān)資料完成此次的設(shè)計任務。本次設(shè)計的方法是從理論上對給定的汽車參數(shù)和技術(shù)要求，比較不同的各種制動器的特點，來確定制動器的結(jié)構(gòu)形式。然后通過對制動力矩、制動效能因數(shù)、制動距離、制動磨損等的計算、校核以及在此基礎(chǔ)上進行的零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)現(xiàn)有資料對制動器的結(jié)構(gòu)進行了設(shè)計并進行了相關(guān)的校核，并且符合GB72582004中對制動系統(tǒng)的要求。在這次的設(shè)計過程中，我翻看很多的工具書和參考資料，最后在老師的指導下了確立了最終的設(shè)計方案。由于對汽車的知識掌握有限，所以整個設(shè)計還存在很多細節(jié)上的不足，這些問題需要進一步地進行思考改善。設(shè)計和計算，這一部分時計算最繁瑣的一部分，涉及到了大量的公式，需要查閱和參考大量的相關(guān)文獻，很多零件的設(shè)計都需要參考設(shè)計手冊來確定。通過大量的查閱資料，我也知道了一些常用零件的確定方法。畫圖，設(shè)計說明書只能確定主要零件的基本尺寸，而剩下的其他零部件就都需要我們在畫圖的過程中自己找參考書來確定。我對CAD本來就很陌生，我找同學幫助，看視頻，看相關(guān)書籍，這次的畢業(yè)設(shè)計讓我的CAD繪圖水平有了很大的提高，經(jīng)過幾個月的幸苦努力這次的畢業(yè)設(shè)計終于順利完成了。 通過這次畢業(yè)設(shè)計，我對自己的專業(yè)知識有了更進一步的了解， 提高了 運用知識解決實際問題的能力，同時也我認識到合作的重要性。在這次畢業(yè)設(shè) 計的過程中，馬老師和吳老師都給了我們細心的指導和督促，在此向兩位老師 表示衷心的感謝。 參考文獻1 王望予汽車設(shè)計 M第4版北京：機械工業(yè)出版社，2004.82吉林工業(yè)大學汽車教研室編.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，19813 劉惟信汽車設(shè)計 M第1版北京：清華大學出版社，2001.74張洪欣主編.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，19895汽車工程手冊編輯委員會汽車工程手冊基礎(chǔ)篇M北京：人民交通出版社，2001.66汽車工程手冊編輯委員會汽車工程手冊設(shè)計篇M北京：人民交通出版社，2001.67（日）武田信之著.載貨汽車設(shè)計.方泳龍譯.北京：人民交通出版社，19988 林寧.汽車設(shè)計.第1版.北京：機械工業(yè)出版社.20049司利增編著.汽車防滑控制系統(tǒng)-ABS與ASR.北京：人民交通出版社，199610 陳家瑞汽車構(gòu)造 M第2版北京：機械工業(yè)出版社，2005.111 王望予.汽車設(shè)計.第4版.北京：機械工業(yè)出版社12 余志生汽車理論 . 第三版 . 北京：機械工業(yè)出版社，2000.1013孟嗣宗，崔艷萍編著.現(xiàn)代汽車防抱死制動系統(tǒng)和驅(qū)動力控制系統(tǒng).北京：北京理工大學出版社，199714 黃天澤、黃金陵汽車車身結(jié)構(gòu)與設(shè)計 M北京：機械工業(yè)出版社，1992.1015 林寧汽車設(shè)計北京：機械工業(yè)出版社，199916 黎亞洲汽車底盤構(gòu)造與維修圖解北京：電子工業(yè)出版社，200917 齊志鵬汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理和檢修北京：人民郵電出版社，200218 濮良貴機械設(shè)計第八版北京：高等教育出版社，200619L.?？嘶舳?D.克林恩喬克,厄爾賈維克.汽車制動系統(tǒng).第一版.北京：機械工業(yè)出版社,1998.820申晉憲,王鐵.載貨汽車總體設(shè)計分析.北京：中國標準出版社，2013.421(德)Erich Hoepke著.朱思洪，繆小紅譯.載貨汽車技術(shù).北京：機械工業(yè)出版社，2009.822齊小杰.制動系統(tǒng).第一版.北京：化學工業(yè)出版社,2005.523林秉華.最新汽車實用手冊.黑龍江：黑龍江人民出版社，2001.1 致謝 首先感謝馬老師和吳老師在這次畢業(yè)設(shè)計中給予我耐心的輔導、講解和督促以及所有任課老師教導的相關(guān)專業(yè)知識，是你們讓我獲得寶貴的知識，讓我可以順利的完成畢業(yè)設(shè)計的相關(guān)內(nèi)容，在此真誠的表達我對你們的敬意！其次我也要感謝和我一組做畢業(yè)設(shè)計的同學和我設(shè)計題目相同的同學，他們在畢業(yè)設(shè)計中也同樣遇到了許多困難，但我們之間相互學習和幫助，最終我們一起克服了許多的難題，順利的完成各自的畢業(yè)設(shè)計。要是沒有他們的幫助，此次的設(shè)計肯定又要難了不少。 也是馬老師和吳老師的嚴格要求讓我們在這最后一次的畢業(yè)設(shè)計中學到了許多，從word的排版編輯到CAD繪圖軟件的使用，都有了很大的提高，再次感謝兩位老師在這次畢業(yè)設(shè)計給我們的幫助和指導。最后感謝母校四年來對我的大力栽培，我會用我所學來報答母校和回饋社會！謝謝！ 附錄：中英文文獻翻譯名稱基于使用DTFC最優(yōu)滑動控制的新型混合防抱死制動系統(tǒng)電動汽車 30任務書1本畢業(yè)設(shè)計課題應達到的目的：汽車制動系在汽車使用中是比較容易損壞的一個系統(tǒng)，通過對其結(jié)構(gòu)進行分析，初步進行結(jié)構(gòu)方案設(shè)計，提高制動器的工作性能。具體內(nèi)容：汽車制動系結(jié)構(gòu)方案分析，制動器類型選擇，制動系主要參數(shù)選擇，制動系設(shè)計與計算，制動系主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計。本題目著重培養(yǎng)學生分析問題、解決問題的能力，培養(yǎng)從事實際工作的實踐能力。2畢業(yè)設(shè)計任務的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）：主要設(shè)計參數(shù)：整備質(zhì)量3000kg、最大總質(zhì)量8100 kg、最高車速90 km/h，設(shè)計時可參考“江淮好運36”汽車的數(shù)據(jù)；結(jié)合設(shè)計內(nèi)容，完成外文文獻翻譯；查閱相關(guān)資料，完成畢業(yè)設(shè)計方案論證報告；編寫設(shè)計說明書大綱、工作計劃；按照系統(tǒng)設(shè)計要求進行計算分析、設(shè)計繪圖；完成設(shè)計說明書的撰寫，最后完成畢業(yè)設(shè)計資料的文檔整理。3對畢業(yè)設(shè)計成果的要求包括畢業(yè)設(shè)計、圖表、實物樣品等：1外文文獻翻譯1份，譯文字數(shù)不少于3000字；2畢業(yè)設(shè)計方案論證報告1份，不少于2000字；3完成畢業(yè)設(shè)計說明書（含畢業(yè)設(shè)計心得）1份，字數(shù)一萬字左右，嚴格按照學校畢業(yè)設(shè)計格式要求，用word文檔打印，繪制總和不少于4張零號圖紙的總體布置圖和裝配圖，其中圖形使用計算機繪圖軟件繪制，最終正式文檔使用光盤存儲。4主要參考資料：1 余志生.汽車理論.機械工業(yè)出版社,20062 王望予汽車設(shè)計 M第4版北京：機械工業(yè)出版社，2004.83 劉惟信汽車設(shè)計 M第1版北京：清華大學出版社，2001.74陳家瑞汽車構(gòu)造 （下冊）M第2版北京：機械工業(yè)出版社，2005.15汽車工程手冊編輯委員會汽車工程手冊設(shè)計篇M北京：人民交通出版社，2001.65本畢業(yè)設(shè)計課題工作進度計劃：起 迄 日 期工 作 內(nèi) 容3月9日3月13日下發(fā)畢業(yè)設(shè)計任務書，布置收集、查詢相關(guān)的資料等1月25日3月10日英文資料翻譯文獻的布置、要求寒假期間完成3月11日3月18日畢業(yè)設(shè)計方案論證報告的布置、完成3月19日3月24日提出畢業(yè)設(shè)計的主要工作及完成要點3月25日4月10日分析、整理數(shù)據(jù)資料，開始畫構(gòu)思草圖4月11日4月30日初步確定結(jié)構(gòu)方案，設(shè)計計算，進行說明書初稿的構(gòu)思5月1日5月10日中期檢查3月11日5月10日確定設(shè)計方案、進行結(jié)構(gòu)圖繪制、完成設(shè)計說明書初稿5月11日5月20日檢查畢業(yè)設(shè)計說明書完成情況，提出補充、修改任務5月21日5月25日補充、修改工作，完成畢業(yè)設(shè)計正式圖紙及文檔正式稿5月26日5月31日對最終的正式畢業(yè)設(shè)計資料審核、準備答辯6月1日6月10日畢業(yè)設(shè)計答辯所在系（教研室）審查意見：負責人： 年 月 日院（部）學術(shù)委員會意見：負責人： 年 月 日1機電工程學院畢業(yè)設(shè)計外文資料翻譯設(shè)計題目: ZQ1080型商用車制動系設(shè)計 譯文題目: 基于使用DTFC最優(yōu)滑動控制的 新型混合防抱死制動系統(tǒng)電動汽車 學生姓名： 學 號： 專業(yè)班級： 指導教師： 正文：外文資料譯文 附 件：外文資料原文 指導教師評語： 簽名： 年 月 日28正文：外文資料譯文文獻出處：國際科學26.1(Jan-Mar 2014): 197-203.基于使用DTFC最優(yōu)滑動控制的新型混合防抱死制動系統(tǒng)電動汽車Sharifian, Mohammad Bagher Bannae;Yousefi, Babak;Ebadpour, Mohsen（伊朗大不里士大學，電氣和計算機工程學院）摘要：一輛汽車的制動性能是汽車安全的一個重要因素。一個成功設(shè)計的制動系統(tǒng)的車輛必須滿足不同的需求，迅速減少車速和維護方向穩(wěn)定性。事實證明，轉(zhuǎn)速和車速在一定的比例范圍內(nèi)，制動力最大。當代，制動系統(tǒng)的主要功能就是防抱死制動系統(tǒng)(ABS)。首先是阻止車輪鎖止，第二處于理想滑動。在本文中該方法結(jié)合的原則應用于ABS、電氣制動系統(tǒng)和由兩個機械和電氣部分組成。模擬轉(zhuǎn)矩控制和滑移控制系統(tǒng)設(shè)計利用MATLAB / Simulink軟件已經(jīng)完成。為了證明在可變化性和比較小附著系數(shù)的道路上，提出的制動系統(tǒng)的高性能，傳統(tǒng)的剎車所面臨的問題。該方法的可靠性已經(jīng)得到證實。關(guān)鍵詞：混合動力電動汽車(HEVs)；防抱死制動系統(tǒng)(ABS)；直接轉(zhuǎn)矩和磁通控制(DTFC)；滑動控制引言近幾十年來，相關(guān)的研究和開發(fā)活動交通一直強調(diào)發(fā)展高效、清潔、安全的交通工具。通常建議電動車(EVs)、混合動力電動汽車(HEVs)和燃料電池汽車在不久的將來取代傳統(tǒng)汽車。人們對混合動力電動汽車日益增長興趣是由于這一事實：在低速電動汽車和高速柴油機都可以高性能工作。除了高效的電機由于發(fā)電機這些機器的功能,他們節(jié)約電力的能力 1-3。在電動汽車或混合動力電動汽車，都可以使用電機制動。車輪制動過程中，鎖止是對車輛的穩(wěn)定性造成負面影響。另一方面，它還危害乘客的生命。那就是為什么今天是很常見的使用汽車防抱死系統(tǒng)4。安裝防抱死制動系統(tǒng)(ABS)的車輛的目的是保持在一定范圍內(nèi)，以確保車輪滑移最大制動力，減小制動距離。此外，它直接增加制動力和側(cè)向摩擦力，幫助維持車輛穩(wěn)定5。在每個輪子上通過應用傳感器和使用四個調(diào)節(jié)器石油龍頭來調(diào)整制動力將在ABS獲得最好的制動狀態(tài)。在6，提出了一種方法來優(yōu)化石油閥門的開啟和關(guān)閉來計算合適的機油壓力在每個輪子上的最少時間。有另一種類型的電氣制動只適合普通事故，稱為再生制動。再生制動過程中部分動能轉(zhuǎn)化為電能。這種制動器使用低可靠性的傳統(tǒng)的制動器 7-9。在防抱死制動系統(tǒng)(ABS)中，由于各種各樣的壓力，制動管、變附著系數(shù)的道路及其依賴速度，道路彎曲不同輪滑移值和其他參數(shù)，滑移的計算方法非常重要。在10，通過使用一個反饋，控制循環(huán)已經(jīng)形成衡量動態(tài)滑動率。通過李雅普諾夫理論策略開啟和關(guān)閉閥門的油壓控制提出了控制滑移?；谥悄芗夹g(shù)可以使用算法。在11，ABS系統(tǒng)提供檢測路況和滑移控制。為了估計摩擦和道路外形，LuGre模型已經(jīng)使用。然后，應用一種基于模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的估計量。在一些報紙中，估計滑移率是根據(jù)灰色模型和由滑?？刂破?SMC)證實了它們的準確性。在這些方法中，滑移估計值要結(jié)合最優(yōu)滑移調(diào)節(jié)器12。有一些方法，以提高車輛穩(wěn)定性原理類似于ABS的原則。在13，基于模糊邏輯的方法來控制偏航和橫向滑動。在這種方法中，在高速車輛的后方馬達通過安裝控制器來控制橫向穩(wěn)定性。 在本文中，獲得最大利用機械制動器制動力，在同一時間利用恒力和電氣制動的可能性來調(diào)整滑移是目的?？紤]到制動力依賴于道路狀況，提高車輪制動力矩導致車輪抱死，從而導致制動力降低大約30%和100%的側(cè)向穩(wěn)定性。在提出的方法中,通過從車輪滑動得到反饋，它的數(shù)量是固定在最優(yōu)數(shù)量(通常0.2)獲得最大制動力。此外，一些其他問題，ABS系統(tǒng)在結(jié)冰或塵土飛揚的道路上，一直有影響。一、制動力的原則當車輛勻速前進，速度正比于車輪速度并且車輪沒有滑動。但當司機按下制動踏板降低速度時，車輪速度逐漸減少，車身的比例也被毀壞。應該指出，在這種情況下由于慣性力，車身傾向于移動。因此，在車輪與路面之間形成一個小坡度。車輪速度和車速之間的差異表示滑移量。滑移率計算如下：=(Vv-Vw)/Vv (1)在等式(1)中，參數(shù)Vv和Vw分別表示車速和車輪速度。0%的滑移率顯示了輪自由滑動，沒有任何障礙，100%的滑移率顯示模型在路上完全鎖止和輪下滑。通過增加車輪速度和車速之間的區(qū)別，車輪和路面之間的滑移太高了。這引起摩擦和制動力，進而車速降低。制動力和滑移率關(guān)系圖1所示。制動力并不總是與滑動率有關(guān)。然而，當10 - 30%之間的滑移率，獲得的最大制動力14。圖1 制動力和滑移率關(guān)系圖二、最優(yōu)制動力的分配按下制動踏板時，制動盤上創(chuàng)建一個制動轉(zhuǎn)矩。這種制動力矩在車輪和接觸的地面之間產(chǎn)生一個力。如果這個力大于最大制動力矩，它將使車輛停止。制動力及其最大值可以得到如下：Fb=Tb/rd (2)Fbmax=Ub*w (3)在方程(2)和(3),，Tb、rd、參考轉(zhuǎn)矩、有效半徑分別為輪子的速度。Hb是道路和車輪的附著系數(shù)和滑移率變化。可獲得最大數(shù)值(1520)的比例下滑。制動力隨著制動力矩的增加而增加。如圖2所示，當制動功率達到最大可容忍的路輪，其值仍然幾乎是不變的14。在道路和輪子之間最大可實現(xiàn)的制動力是依賴/ ib和車重。圖2 a)制動時車輪受力圖 b)轉(zhuǎn)矩和制動力關(guān)系圖三、制動力之間的前后軸在平坦道路上車力如圖3所示。轉(zhuǎn)向盤和氣動抗性被忽視，是由于他們與制動力相比其值小。負加速度的車輛，制動模式定義為j可以容易得到：j=(Fbf+Fbr)/Mv (4)Fbr和Fbf分別表示制動力作用于前后車輛的輪軸。最大制動力被限制是由于輪路間的粘附系數(shù)和每個輪子的機械負載荷。因此，從制動力矩獲得的制動力應正比前后輪軸的負載。結(jié)果，前后輪軸同時實現(xiàn)他們的最大制動力。忽視了在制動期間從后軸到前軸的整體移動，輪子的重量在前后輪軸接觸點圖3 A和B可以計算(5)和(6)4。Wf=Mv*g*(Lb+hg*j/g)/L (5) Wr=Mv*g*La-hg*j/g/L (6)圖3 前后輪軸受力分布圖此外，在前、后軸制動力的值應該等于重量的名義值。所以：Fbf/Fbr=Wf/Wr=(Lb+hg*j/g)/(La-hg*j/g) (7) (7)(4)相比，在理想的制動，前后輪軸的制動力圖4所示，j是車輛在道路上的最大負加速度。圖4 理想制動力分配圖（I-curve）根據(jù)圖4，理想制動力分配曲線命名I-curve是非線性雙曲線。同時鎖定前輪和后輪，前后輪軸的制動力應遵循I-curve。在實際設(shè)計中，這些力和他們的比率被認為是線性和定義前軸的制動力與總制動力的比例。根據(jù)(8)。=Fbf/Fbr (8)圖5顯示了理想和實際制動曲線14。圖5表明，這些曲線相交與一點，在這一點上前輪和后輪同時被鎖止。這一點似乎為一定值的附著系數(shù)Ho，可以從以下公式計算：Fbf/Fbr=/(1-) (9) /(1-)=(Lb+hg*j/g)/(La-hg*j/g) (10)u0=(L*-Lb)/hg (11)制動時，ia小于Ho(一個地區(qū)曲線在I-curve之下)，前輪比后輪提前鎖止，反之亦然。當后輪首先鎖止時，車輛失去方向穩(wěn)定性和后輪的橫向穩(wěn)定性降低為零。在這種情況下，一個小側(cè)向力像風力或離心力等將會導致側(cè)向不穩(wěn)定。車輛將旋轉(zhuǎn)90，然后180度脫離道路。另一方面，制動時前輪被鎖止，司機將失去控制車輛前進方向，將無法有效控制車輛。然而，這并不意味著不穩(wěn)定是完全發(fā)生。因此，前軸自控力從而防止側(cè)向不穩(wěn)定14。圖5 理想實際制動曲線圖根據(jù)這些討論，似乎后輪的鎖止更危險，尤其是在小道路。因為在這樣的道路上，制動力逐漸減少，動能逐漸降低。所以，狀況不穩(wěn)定、車輛本身變得更遠。因此，汽車設(shè)計必須首先保證后輪不鎖止。由于限制，產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩和牽引電機的供應用于電動汽車和很多不同ja0。圖6所示，電氣和機械轉(zhuǎn)矩比根據(jù)路滑條件可以調(diào)整。如圖6所示，例如在冷凍條件下，扭矩為200 N.m和有關(guān)電氣制動電機功率值的定義。Ho越電氣部分總比，其值會越高14。圖6 u在不同條件下的分布圖四、直接轉(zhuǎn)矩和磁通控制(DTFC)直接轉(zhuǎn)矩控制來源于重構(gòu)磁通量的直接控制，而且比磁通量矢量控制其實現(xiàn)容易。磁通和轉(zhuǎn)矩通常由磁滯控制器控制。由PWM調(diào)制器造成的延誤在這個方法可以削減并且PWM調(diào)制器可以進行替換為一個最優(yōu)切換技術(shù)。傳統(tǒng)轉(zhuǎn)矩控制方法的總結(jié)在表中提出了。本文提出的方法是一個商業(yè)名稱叫做DTFC技術(shù)使牽引電機自我控制。該方法首先提出了感應電動機由PWM電壓源控制，開發(fā)成一個控制扭矩的矢量，應用于交流電機由電壓或電流源逆變器提供的。事實上，基于定子磁通矢量的大小、轉(zhuǎn)矩誤差及其數(shù)量和矢量的定子磁通在每6個活躍狀態(tài) (或12個狀態(tài))，某一電壓向量 (或電壓向量的組合) 直接或有特定的時間表適用于逆變器。為了計算磁通、定子轉(zhuǎn)矩的大小和相位誤差對應的值應該估計。因此，一個合適的轉(zhuǎn)矩和磁通估計量或者速度傳感器直接控制的磁通量向量和DTFC（磁通控制）是必要的。DTFC法和直接矢量控制的基本框圖圖7所示。圖7 a)直接磁通量控制圖 b)直接轉(zhuǎn)矩控制圖圖7所示，DTFC是一種直接電流矢量控制。兩種控制策略，圖7所示需要磁通和轉(zhuǎn)矩的觀察器。然而，直接轉(zhuǎn)矩控制和定子磁通控制具有良好的精度。因此用直流電流設(shè)計PI控制器不是必需的。以及開環(huán)PWM用于該方法被一個最佳的轉(zhuǎn)換表代替了。這些簡化意味著DTFC只使用磁通、扭矩和速度觀測器控制電機。此外，定子磁通作用的DTFC和不需要轉(zhuǎn)子磁通從而導致控制系統(tǒng)更簡單。雖然動態(tài)特性圖7所示的方法都是一樣的,直接矢量控制一般緩慢是由于轉(zhuǎn)子磁通分析的必要。id=(L+sr)*r/Lm (12)等式 (12)顯示，對于轉(zhuǎn)子通過其適應機制工作，有一個時間常數(shù)(rr)。所以很明顯，DTFC間接充當直接矢量對噪聲控制更簡單和更強大。此外，它具有更好的動態(tài)轉(zhuǎn)矩響應速度范圍。五、模擬結(jié)果模擬是由兩部分組成：第一部分包括動態(tài)響應的模擬車輛制動模式和基于p和道路情況的滑移變化。在第二部分，獲得值與預期值、速度參考和計算電機轉(zhuǎn)矩值比較，這些值應用于DTFC。電機轉(zhuǎn)矩模擬控制系統(tǒng)的電氣防抱死制動系(EABS)統(tǒng)圖8所示。模擬中使用的電機是一個三相感應電動機，其參數(shù)表II所示圖8 EABS電機轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)圖表 模擬電機參數(shù)在實踐中，考慮到應用制動力和最大可持續(xù)車輪力之間的差異，滑移變化。涉及這些變化相關(guān)的方程可以計算。在提到的控制系統(tǒng)中，滑動選擇參考0.2。重要的是要注意，滑移曲線分為兩個部分：滑移率大于0.2的曲線和小于0.2的曲線。輸入這些方程的制動轉(zhuǎn)矩比率和最大可持續(xù)車輪扭矩比率并且輸出就是滑移值。計算滑移后，它的值與0.2相比。如果是大于0.2，它將減去0.2。如果是小于0.2，它將被增加到0.2。這些值的變化可以依賴或獨立于滑移值。這些計算的步驟框圖如圖9所示。為了使模擬更真實，最大可持續(xù)車輪轉(zhuǎn)矩和機械轉(zhuǎn)矩是在230 Nm和400 Nm分別在1和3的規(guī)定，隨意波動?；?轉(zhuǎn)矩-速度子系統(tǒng)在車輛制動模式下的相關(guān)結(jié)果，如圖1017所示。 圖9 滑移轉(zhuǎn)矩速度控制及計算子系統(tǒng)圖 圖10 電子轉(zhuǎn)矩圖 圖11 最大可持續(xù)道路車輪轉(zhuǎn)矩圖圖12 可應用轉(zhuǎn)矩減圖及可持續(xù)道路車輪轉(zhuǎn)矩圖 圖13 滑移率圖 圖14 沒有控制器的滑移圖 圖15 每個車輪上的轉(zhuǎn)矩圖圖16 汽車加速度變化圖圖17 汽車速度變化圖在顯示的數(shù)據(jù)，注意到轉(zhuǎn)矩跟隨最大轉(zhuǎn)矩和車輪滑移被控制在可接受的波動0.2。第二部分是與DTC和感應電動機有關(guān)圖18所示。 圖18 DTC子系統(tǒng)圖感應電動機由PWM電壓源逆變器所控制。在速度控制回路，PI控制器是用于生成參考磁通和轉(zhuǎn)矩值。在DTC塊中，計算電機轉(zhuǎn)矩和估計磁通，然后與參考值比較?？紤]到特殊的情況，輸出脈沖比較器應用于切換到逆變器開關(guān)。這個子系統(tǒng)產(chǎn)生和遵循所需的扭矩高速度和準確度。六、結(jié)論電力和混合動力汽車可以使用電氣制動。然而，考慮到這種想法的限制，它用于機械制動。在嚴重和突然剎車時，再生制動是不可能的。因為在這種制動車輛停止是最快的。另外，電機本身不能產(chǎn)生制動轉(zhuǎn)矩。甚至如果電機有這種能力，電源和效率問題阻止這種情況。所以，最好的方式似乎是使用帶有ABS特色的并行制動。然而，應該探索更好的方法，因為ABS方法不減少制動距離。該方法是結(jié)合ABS和電氣制動，而ABS系統(tǒng)在汽車輪子上負責控制油壓，涉及電氣車輛特征。在實際情況下，赤潮的控制系統(tǒng)比ABS系統(tǒng)更簡單、更便宜，由于控制4泵減少到2泵。關(guān)于制動的性能質(zhì)量的適當?shù)姆椒?，從模擬結(jié)果來看，滑移控制及其根據(jù)期望的值是顯而易見的。這種方法的唯一缺陷可能是，在電氣制動使用能量，降低車輛的效率。然而，用于制動、增加制動和車輛安全的能量是微不足道的小值。參考文獻：1王瑞民、A.Bouscayrol 、k .Chen“電動、混合動力和燃料電池汽車:構(gòu)造和模型”IEEE反式。車輛技術(shù)、59卷2號，第589 - 598頁，2010年2月。2Z. 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It has been proved that for a certain ratio of wheel rotation andvehiclespeed,brakingforce is maximum. The main function of nowadays braking systemswhich is known as anti-lockbraking system(ABS) first is to prevent wheels from locking, second bringing thevehiclesslip to the ideal slip. The proposed method in this paper is a combination of the principles which are used in ABS and electricalbraking systemsand consists of two mechanical and electrical parts. Simulation of torquecontroland slipcontrol systemdesign has been performed with MATLAB/Simulink software. To prove the high performance of proposedbraking systema road with variable and rather small adhesive coefficient, which conventional brakes face with problem on it, has been considered. The reliability of proposed method has been proved.Keywords: hybrid electricvehicles(HEVs), anti-lockbraking system(ABS), direct torque and fluxcontrol(DTFC), slipcontrol(ProQuest: . denotes formulae omitted.)INTRODUCTONIn recent decades, the research and development activities related to transportation have emphasized the development of high-efficiency, clean, and safe transportation. Electricvehicles(EVs), hybrid electricvehicles(HEVs), and fuel cellvehicleshave been typically proposed to replace conventionalvehiclesin the near future. Growing interest in HEVs is due to this fact that, in low speeds electrical motors and in high speeds diesel engines have high performance. In addition to high-efficiency of electrical motors due to generator behavior of these machines, they are capable of saving part of their electrical powers 1-3In EVs or HEVs, it is possible to use electrical motors forbraking. Wheels locking duringbrakingprocess is causing a negative impact on the stability of thevehicle. On the other hand, it also endangers the lives of passengers. Thats why today is very common to usevehicleswith anti-lockingsystem4.The purpose of installing of anti-lockbraking system(ABS) on thevehicleis to keep the wheels slip in a certain range to ensure maximumbrakingforce and reducebrakingdistance. Furthermore, it increasesbrakingforce in direct and lateral friction force that helps to maintainvehiclestability 5. By applying sensors on each wheel and using four regulator oil taps to adjust thebrakingforce the bestbrakingstate will be obtained on ABS system. In 6, a method is presented to optimize the opening and closing oil valves to calculate the appropriate oil pressure on each wheel in least time. There is another type of electric brake that is suitable only for commonplace accidents, called, regenerativebraking. In the process of regenerativebrakinga part of kinetic energy is converted into electrical energy. This brake is used with conventional ones due to low reliability of it 7-9. In ABSbraking systems, due to the variety of pressure inbrakingpipes, variable adhesive coefficient of roads and its dependence to speed, different wheel slips on road bends, and other parameters, the calculation method of slip has great importance. In 10, by using a feedback, acontrolloop has been formed which measures slip rates dynamically. By means of Lyapunov theory a strategy for opening and closing valves of oil pressurecontrolhas been presented tocontrolslip. The algorithms, based onintelligent techniques can be used.In 11, an ABSsystemis provided to detect the road conditions and slipcontrol. To estimate the friction and road profile, LuGre model has been used. Then, an estimator based on fuzzy-neural network is applied. In some papers, the slip rate is estimated based on Gray model and the accuracy of them is confirmed by sliding-mode controller (SMC). In these methods slip estimation is combined with optimal slip regulator 12. There are some methods in order to increase thevehiclestability which has principles analogous to the principles of ABS. In 13, a method based on fuzzy logic tocontrolyaw and lateral slip has been presented. In this method by installing controllers on rear motors lateral stability ofvehiclesat high speed has been controlled.In this paper, obtaining maximum brake force by using mechanical brake with constant force and electrical brake with the probability of adjusting slip at the same time is aimed. Considering thebrakingforce is depend to the road profiles, increasingbrakingtorque on the wheel causes wheel lock and consequently leads to approximately 30% reduction inbrakingforce and 100% lateral stability. In proposed method, by getting feedback from wheels slip, the quantity of it is fixed at optimal amount (normally 0.2) to obtain maximum brakingforce. In addition, some other problems which ABSsystemson icy or dusty roads have, has been obviated to somewhat.PRINCIPLES OFBRAKINGFORCEWhen thevehicleis moving with constant velocity, its velocity is proportional to its wheels speed, and wheels have not slip. But when the driver presses on the brake pedal to reduce speed, wheels speed gradually decreases and theirs proportion withvehicles body is destroyed. It should be noted that, in this case due to the force of inertia, thevehicles body is tendency to move. Thus, a small slip between the wheels and the road surface is created. The difference between wheel speed andvehiclespeed indicates the amount of slip. Slip rate is calculated as follows:=(Vv-Vw)/Vv (1)In Eq. (1), parameters Vv and Vw are indicatesvehiclevelocity and wheel speed, respectively. Zero percent of the slip rate shows the wheel moves freely and is not facing with any obstacles. One hundred percent of the slip rate shows the mode in which the wheel completely locks and wheel slipping extremely on the road. By increasing the difference between the wheel speed andvehiclevelocity, the slip between the wheels and road surface is too high. This is lead to cause friction andbrakingforce. Then, thevehiclevelocity is reduced. Relation between thebrakingforce and the slip rate is shown in Fig. 1. Brake force is not always associated with slip rate. However, when the slip rate is between 10 to 30 percent, the maximumbrakingforce is obtained 14.OPTIMUM DISTRIBUTION OFBRAKINGFORCEWhen the brake pedal is pressed, abrakingtorque is created on the brake disc. Thisbrakingtorque makes a force in the contact area of wheel and ground. If this force exceeds the maximumbrakingtorque, it will stop thevehicle.Brakingforce and its maximum values can be obtained as follows:Fb=Tb/rd (2) Fbmax=Ub*w (3)In equation (2) and (3), Tb, rd , and co refer to torque, effective radius of wheels and wheels speed, respectively. Hb is the adhesion coefficient of road and wheel and it varies by slip rate. Its maximum value can be obtained in the (1520) percentage of slip.Brakingforce increases with the increase in brake torque. As shown in Fig. 2, whenbrakingforce reaches to maximum tolerable road wheels amount, its value remains almost constant 14. Maximum achievablebrakingforce between the road and wheels is depended to /ib and vehicles weight.BRAKINGFORCE BETWEEN FRONT AN REAR AXLESThe forces into thevehicleon a flat road shown in Fig. 3.Steeringwheel and aerodynamic resistances are neglected due to their small value in comparison withbrakingforce. Negative acceleration ofvehiclein brakingmode is defined as j which can be easily obtained as follow:j=(Fbf+Fbr)/Mv (4)Where, Fbr and Fbf are thebrakingforces which act on front and rear axles ofvehicle. The maximumbraking force is limited by the adhesion coefficient of wheel-road and mechanical load of each wheel. Therefore, the brakingforce obtained frombrakingtorque should be proportional to the loads of front and rear axles. In a result, front and rear axles achieve their maximumbrakingforce at the same time. Neglecting the mass movement from rear axle to front axle during thebraking, wheels weight in front and rear axles on the contact points A and B of Fig. 3 can be calculated as (5) and (6)4.Wf=Mv*g*(Lb+hg*j/g)/L (5) Wr= Mv*g*(La-hg*j/g)/L (6) Moreover, the value ofbrakingforce in front and rear axles should be equal to nominal value of weight. So: Fbf/Fbr= Wf/ Wr=(Lb+hg*j/g)/ (La-hg*j/g) (7) Comparing (7) to (4), in idealbraking,brakingforces in front and rear axles are shown in Fig. 4, where, j is the maximum negative acceleration ofvehicleon road.According to Fig. 4, idealbrakingforce distribution curve which is named I-curve is a non-linear hyperbolic curve. For locking the front and rear wheels simultaneously,brakingforces in front and rear axles should follow the I-curve. In a real design, these forces and their ratio are considered linear and defined the ratio ofbraking force of front axle to the totalbrakingforce, according to (8).=Fbf/Fbr (8)Fig. 5 shows the ideal and actualbrakingcurves14. In Fig. 5 clear that these curves meet together only in one point and in this point, front and rear wheels are locked in the same time. This point appears for a certain value of adhesion coefficient Ho and can be computed from the following equations: Fbf/Fbr=/(1-) (9) /(1-)= (Lb+hg*j/g)/ (La-hg*j/g) (10)u0=(L*-Lb)/hg (11)Withbrakingin a road which its ia is less than Ho (A region that the -curve is under I-curve), front wheels are locked before rear wheels and vice versa. When the rear wheels lock first, thevehicleloses its directional stability and lateral stability of rear wheels decreases to zero. In this condition, a small lateral force such as wind or centrifugal forces in road turns can cause lateral instability andvehiclewill tum 90 and then 180 degrees around itself and will be taken out of the road. On the other hand, when the front wheels are locked due tobraking, the driver will lose thevehicle controlon forward direction and will not be able to effective controlofvehicle. However, it does not mean that the instability is completely happened. Since, there is a self correcting force in the front axle which prevents the lateral instability 14.According to these discussions, it seems that the locking of rear wheels are more perilous, especially in the roads with small /a , because in such kind of roadsbrakingforce is less and kinetic energy ofvehicle decreases gradually and so, in instability condition,vehicleturns more distances around itself. Therefore, in vehicledesign, it must be ensured that the rear wheels do not lock first. Due to restrictions in the amount of generated torque and the supply of traction motors which used in electricvehiclesand large differences of ja0 that shown in Fig. 6, electrical and mechanical torque ratios can be adjust by applying the slippery road condition. As shown in