车辆工程毕业设计（论文）-售货车二类底盘设计【全套图纸三维】 .doc

摘 要制动系统是汽车主动安全的重要系统之一。如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。本说明书主要介绍了基于二类底盘售货车制动系统的设计。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用液压双回路前后均为盘式制动器。除此之外，它还介绍了前后制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择及制动管路布置形式等的设计过程。关键字：制动；盘式制动器；液压全套图纸，加153893706abstractthe rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. however, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. in addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.this paper mainly introduces the design of braking system of the two type classic of car. fist of all, braking systems development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. at last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameters choice of main components braking and channel settings.key words: braking; disc; hydroid pressure 目录摘 要abstract第1章 绪 论11.1 制动系统设计的意义11.2 制动系统研究现状11.3 制动系统设计要求21.4 本章小结3第2章 制动系统方案论证分析与选择42.1 制动器形式方案分析42.1.1 鼓式制动器42.1.2 盘式制动器72.2 制动驱动机构的结构形式选择82.2.1 简单制动系82.2.2 动力制动系82.2.3 伺服制动系92.3 液压分路系统的形式的选择102.3.1 ii型回路102.3.2 x型回路112.3.3 其他类型回路112.4 液压制动主缸的设计方案122.5 本章小结14第3章 制动系统设计计算153.1 制动系统主要参数数值153.1.1 相关主要技术参数153.1.2 同步附着系数的分析153.2 制动器有关计算163.2.1 前轮盘式制动器主要参数确定163.2.2 后轮盘式制动器主要参数确定173.3 制动系统相关计算193.3.1 前轮盘式制动效能因数193.3.2 后轮盘式制动效能因数193.3.3 确定前后轴制动力矩分配系数193.3.4 制动器制动力矩的确定193.3.5 紧急制动时前后轮法向反力及附着力距203.3.6 制动力矩以及盘的压力213.3.7 同步附着系数的验算223.4 制动器主要零部件的结构设计223.4.1 制动盘223.4.2 制动钳233.4.3 制动块233.4.4 摩擦材料233.4.5 制动轮缸243.5 本章小结25第4章 液压制动驱动机构的设计计算264.1 前轮盘式制动器液压驱动机构计算264.2 后轮盘式制动器液压驱动机构计算274.3 制动主缸与工作容积设计计算284.4 制动踏板力与踏板行程294.4.1 制动踏板力294.4.2 制动踏板工作行程304.5 本章小结31第5章 制动性能分析325.1 制动减速度325.2 制动距离s325.3 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算335.3.1 比能量耗散率335.3.2 比滑磨功345.4 驻车制动计算355.5 本章小结37结 论38参考文献39致 谢40附 录141附 录245- 40 -第1章 绪 论1.1 制动系统设计的意义汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关健装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。本次毕业设计题目为售货车二类底盘设计制动系统设计。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定制动系统的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；本系统采用x型双回路的制动管路以保证制动的可靠性；采用真空助力器使其操纵轻便；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。1.2 制动系统研究现状各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。两者相比，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，其制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控；而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量，制动块和制动鼓在高温影响下易发生复杂变形，产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降；另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。而盘式制动器则制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，效能远高于鼓式制动器，且制动盘直接与流通空气接触，散热条件很好，所以已经逐渐开始取代鼓式制动器，目前，在中高级轿车上前后轮都已经比较广泛地采用盘式制动器。但是，盘式制动器结构比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，且造价高于鼓式制动器。盘式制动器可分为钳盘式制动器和全盘式制动器两类。其中钳盘式制动器按制动钳的结构不同，又可分为固定钳式、浮动钳式（含滑动钳式，摆动钳式）等目前,对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行,由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,因此,多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。1.3 制动系统设计要求制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图，布置图和零件图、三维实体。对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。1.4 本章小结 本章主要介绍了制动系统在现实生活中的重要性以及目前制动系统的发展状态以及制动系统的分类。最后阐述了制动系统的设计要求。第2章 制动系统方案论证分析与选择2.1 制动器形式方案分析汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。2.1.1 鼓式制动器鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为：（1）领从蹄式制动器如图2-1所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具 2-l领从蹄式制动器有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作 用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。（2）双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图25(c)所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。（3）双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。（4）单向增力式制动器单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。（5）双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。2.1.2 盘式制动器盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（1）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。（2）全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点:（1）制动稳定性好.它的效能因素与摩擦系数关系的k-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。（2）盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。（3）输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。（4）制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。（5）车速对踏板力的影响较小。综合以上优缺点最终确定本次设计采用四轮盘式制动器。选用浮动盘式制动器。2.2 制动驱动机构的结构形式选择根据制动力原的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区别。2.2.1 简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。而传力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，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(o1so3s)，工作压力大(可达10 mpa12mpa)，缸径尺寸小，可布置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，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车已极少采用。2.2.2 动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。（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(o3so9s)，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o5mpao7mpa)，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9t11t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，故并未得到广泛应用，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。2.2.3 伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，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、货汽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。2.3 液压分路系统的形式的选择为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。2.3.1 ii型回路前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称ii型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。2.3.2 x型回路后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称x型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20 mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。2.3.3 其他类型回路左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称ki型。两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称ll型。两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称hh型。这种型式的双回路系统的制功效能最好。hi、ll、hh型的织构均较复杂。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，且剩余的总制动力可达到正常值的50左占。hl型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与ll型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。综合以上各个管路的优缺点最终选择x型管路。2.4 液压制动主缸的设计方案为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，一些轿车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。轿车制动主缸采用串列双腔制动主缸。如图23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推动后腔活塞前移，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。 图23 制动主缸工作原理图 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，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，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。2.5 本章小结本章通过介绍制动系统中的制动器的结构形式，制动驱动机构的结构形式，液压分路系统的形式以及制动主缸的结构形式以及它们各自的优缺点。再根据售货车二类底盘的特点，来确定售货车制动系统中各个机构的类型。第3章 制动系统设计计算3.1 制动系统主要参数数值3.1.1 相关主要技术参数整车质量： 空载：1210kg 满载：1585kg轴荷分配： 前轴 后轴 空载 7380n 8550n 满载 4720n 7300n质心位置： 空载：a=1014mm b=1586mm 满载：a=1197mm b=1403mm质心高度： 空载：hg=950mm 满载：hg=850mm轴 距： l=2600mm轮 距: l=1480mm最高车速： 187km/h车轮工作半径：295mm轮 胎： 235/70r16 同步附着系数：=0.73.1.2 同步附着系数的分析(1)当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；(2)当时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；(3)当时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。根据相关资料查出轿车0.6，故取=0.73.2 制动器有关计算3.2.1 前轮盘式制动器主要参数确定（1）制动盘直径d制动盘的直径d希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，但制动盘受轮辋直径的限制。通常为轮辋直径的70%79%。轮毂直径为355mm，机制动盘直径的范围为248.5280.45mm。本次设计取260mm。（2）制动盘厚度选择制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。通常，实心制动盘厚度可取为10 mm20 mm；只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20 mm50 mm，但多采用20 mm30 mm。本次设计选取 通风盘 制动盘厚度为25mm。（3）摩擦衬块内半径r1与外半径r2摩擦衬块的外半径r2与内半径r1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。本次设计中根据制动盘直径取摩擦衬块外径r2为123mm。考虑到r1r21.5，选取r1为85mm。（4）摩擦衬块工作面积a推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/3.5 kg/内选取。故摩擦衬块工作面积应在25.5123范围内选取。本次设计中摩擦衬块的工作面积为96，厚度为14mm。假设衬块的摩擦表面与制动盘完全接触而其各处单位压力均匀，则制动器的制动力矩为 （3-1）所以有效半径为平均有效半径为 （3-2）因为re -rm =1mm 相差不大所以得出摩擦衬块和制动盘之间压力分布均匀，磨损较为均匀。3.2.2 后轮盘式制动器主要参数确定（1） 制动盘直径d制动盘的直径d希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，但制动盘受轮辋直径的限制。通常为轮辋直径的70%79%。轮毂直径为355mm，机制动盘直径的范围为248.5280.45mm。本次设计取240mm。（2）制动盘厚度选择制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。通常，实心制动盘厚度可取为10 mm20 mm；只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20 mm50 mm，但多采用20 mm30 mm。本次设计选取实心盘 制动盘厚度为20mm。（3）摩擦衬块内半径r1与外半径r2摩擦衬块的外半径r2与内半径r1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。本次设计中根据制动盘直径取摩擦衬块外径r2为115mm。考虑到r1r21.5，选取r1为81mm。（4）摩擦衬块工作面积a推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/3.5 kg/内选取。故摩擦衬块工作面积应在25.5123范围内选取。本次设计中摩擦衬块的工作面积为76，厚度为14mm。假设衬块的摩擦表面与制动盘完全接触而其各处单位压力均匀，则制动器的制动力矩为 所以有效半径为平均有效半径为因为re -rm =0.3mm 相差不大所以得出摩擦衬块和制动盘之间压力分布均匀，磨损较为均匀。下面的表格给出了一些国产汽车前轮盘式制动器的主要参数。车牌车型制动盘外径/mm工作半径/mm制动盘厚度/mm摩擦衬块厚度/mm摩擦面积/cm长城风骏3255104261498江铃jx1021ts32601052415.594尼桑zn1032ubl256104221496二类底盘售货车前，后盘式制动器的参数为类型制动盘外径工作半径制动盘厚度摩擦衬块厚度摩擦面积前通风盘260mm105mm25mm14mm96cm后实心盘 240mm 98mm 20mm 14mm 76cm3.3 制动系统相关计算3.3.1 前轮盘式制动效能因数根据公式bf=2ff取0.5得bf=20.5=13.3.2 后轮盘式制动效能因数根据公式bf=2ff取0.5得bf=20.5=13.3.3 确定前后轴制动力矩分配系数根据公式： （3-3）得： 3.3.4 制动器制动力矩的确定 由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩： （3-4）式中：该车所能遇到的最大附着系数； q制动强度； 车轮有效半径； 后轴最大制动力矩； g汽车满载质量；l汽车轴距；其中q=0.76 （3-5）故后轴=8.4nmm 后轮的制动力矩为=4.2nmm前轴= t=0.76/(1-0.76)8.4=2.7nmm 前轮的制动力矩为2.7/2=1.35nm3.3.5 紧急制动时前后轮法向反力及附着力距空载情况考虑到汽车的行驶安全，选取沥青路（湿）的附着系数，则紧急制动时前后轴法向反力fz1,fz2及每轮附着力距m1,m2分别为 满载情况紧急制动时候的前后轴发向反力fz1,fz2以及每轮附着力矩m1,m2分别为：空载时制动力分配系数满载时制动力分配系数 3.3.6 制动力矩以及盘的压力假设摩擦盘完全接触，而且各处的压力分布均匀。那么盘式制动器制动力矩为： （3-6）为了保证汽车有良好的制动稳定性，汽车前轮先抱死，后轮后抱死（满载时候）则汽车的前轮制动器的产生的制动力矩等于前轮的附着力矩。即：前轮单侧制动块对盘的压力：后轮制动器的制动力矩：后轮单侧制动块对盘压力：3.3.7 同步附着系数的验算已知：制动力分配系数： 那么同步附着系数与设定值相吻合。3.4 制动器主要零部件的结构设计3.4.1 制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加cr，ni等的合金铸铁制成。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约20一30，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的汽车车制动盘，其厚度约在l0mm13mm之间。本次设计采用的材料为ht250。3.4.2 制动钳制动钳由可锻铸铁kth370一12或球墨铸铁qt400一18制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。3.4.3 制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。3.4.4 摩擦材料制动摩擦材料应有较为稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水(油性制动液)率，低的压缩率、低的热传导率(要求摩擦衬块在300的加热板上：作用30min后，背板的温度不过190)和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小于对人体人害的摩擦材料。当前，在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并用树脂粘粘剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)和噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差。故应按衬片或衬块规格模压。其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。本次设计采用的是模压材料。3.4.5 制动轮缸制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动块压紧机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁ht250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；浮动式盘式制动器的制动块用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是ht250。3.5 本章小结本章主要进行的是制动系统的相关计算。包括了制动系统相关主要参数的选择和分析。并且对前后盘式制动器的主要参数进行了确定。还进行了制动系统的相关计算。包括制动因数，前后轴制动力分配系数，制动器制动力矩的确定，紧急制动时前后轮法向反力以及附着力矩，制动力矩以及盘的压力。并对同步附着系数进行了验算。第4章 液压制动驱动机构的设计计算4.1 前轮盘式制动器液压驱动机构计算1、前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算根据公式 （4-1）式中：p考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压，p=8mp12mp.取p=10mp=39mm根据gb7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为40mm。一个轮缸的工作容积根据公式 （4-2）式中：一个轮缸活塞的直径； n 轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： 取=2mm 消除制动盘与制动块间的间隙所需的轮缸活塞行程。 由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 ，分别为盘式制动器的变形与制动盘的变形而引起的轮缸活塞行程。 得一个轮缸的工作容积=2512mm4.2 后轮盘式制动器液压驱动机构计算1、后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算根据公式 （4-3）式中：p考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压，p=8mp12mp.取p=10mp=22mm根据gb7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为22mm。一个轮缸的工作容积根据公式 （4-4）式中：一个轮缸活塞的直径； n 轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： 取=2mm 消除制动盘与制动块间的间隙所需的轮缸活塞行程。 由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 ，分别为盘式制动器的变形与制动盘的变形而引起的轮缸活塞行程。 得一个轮缸的工作容积=760mm全部轮缸的工作容积根据公式 （4-5）式中：m轮缸的数目；v=2v+2v=22512+2760=6544mm4.3 制动主缸与工作容积设计计算制动主缸应有的工作容积式中：v全部轮缸的总的工作容积；制动软管在掖压下变形而引起的容积增量； 本车的制动主缸的工作容积可取为=1.1v=1.16544=7198 mm主缸直径和活塞行程s根据公式： （4-6）一般s=(0.8-1.2)d取s= 0.8d得=22.5mm根据gb7524-87标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为26mm。=0.8=21mm4.4 制动踏板力与踏板行程4.4.1 制动踏板力根据公式： （4-7）式中：制动主缸活塞直径； p制动管路的液压； 制动踏板机构传动比；取=4 制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.850.95。取=0.9根据上式得：=1474n500n-700n所以需要加装真空助力器。式中： ：真空助力比，取5。=1710/5=342n500n-700n所以符合要求4.4.2 制动踏板工作行程 （4-8）式中：主缸推杆与活塞的间隙，一般取1.52mm；取=2mm 主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程；根据上式得：=88mm100150mm符合设计要求。4.5 本章小结本章是对液压制动驱动机构的设计计算。其中包括了对前后轮盘式制动器的液压操纵机构的设计计算，制动主缸的工作容积的计算。而其还对制动踏板力以及行程进行了计算。第5章 制动性能分析5.1 制动减速度制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。售货车在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时= （5-1）式中 ：汽车前、后轮制动力矩的总合。= m+ m=840+1950=2190nmr-滚动半径 r=295mmga汽车总重 ga=1580kg代入数据得=(820+1950)/ 0.2951580=5.94m/s汽车制动减速度应在5.87m/s,所以符合要求。5.2 制动距离s在匀减速度制动时，制动距离s为s=1/3.6（t+ t/2）va+ va/254 （5-2）式中，t:制动盘与摩擦衬块间隙时间，取0.1s t：制动力增长过程所需时间，取0.2s故s=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/2540.7=7.2m最大制动距离为：s=0.1v+v/150v取30km/小时。s=0.1+30/150=9mss所以符合要求5.3 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。5.3.1 比能量耗散率双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 （5-3） （5-4）式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，； ：汽车总质量，kg； ，：汽车制动初速度与终速度，/；计算时本车取27.8/； ：制动时间，；按下式计算 t=27.8