毕业设计（论文）-ZQ1080型商用车制动系设计.doc

全套图纸加扣 3012250582机电工程学院毕业设计说明书设计题目: ZQ1080型商用车制动系设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 车辆工程1103 指导教师： 2015年 5月 25日 目 录1 前言11.1制动系的设计意义11.2制动系的发展概况12 制动系的结构类型及选择22.1制动系统的功用及构造22.2制动系统的分类总结43 制动系设计结构方案的选择43.1制动系的设计技术要求43.2制动器结构的确定43.3 制动驱动机构的结构确定73.4制动管路的形式选择94 制动系统设计计算104.1 轻型商用车的主要技术参数104.2 制动系统的主要参数及其选择104.3 制动器因数的确定124.4 制动器的结构参数与摩擦系数的确定134.5 制动器主要零部件的设计165制动驱动机构的设计计算195.1 盘式制动器直径与工作容积的设计计算195.2 鼓式制动器直径与工作容积的计算205.3 制动主缸直径与工作容积的计算215.4制动踏板力与踏板行程的计算216 制动性能分析226.1 制动减速度与制动距离计算226.2 制动衬块的磨损特性计算236 .3 驻车制动计算24设计总结26参考文献27致谢281 前言1.1制动系的设计意义从汽车出现时起，起着非常重要作用的就包括汽车制动系统即刹车，主要在汽车行驶和安全方面。近年来，由于公路的发展越来越好和汽车的数量越来越多，人们对车辆技术和汽车速度要求也越来越高，所以制动系的重要性也就越来越突出来。人们的要求日益增高，对于汽车的行驶安全方面，为人自身和汽车安全的提高，人们要完成一项迫在眉睫的任务，即为汽车设置可靠的制动系统。汽车专家对制动性能方面，贡献一生心血。目前，人们对汽车制动方面的追求，大部分在制动控制方面，包括采用创新理论及实践上的新技术制动控制和方法，要使汽车制动性能来进一步提高，满足人类对汽车的需求。1.2制动系的发展概况 最先的机械控制装置造就了汽车制动器，最开始的控制刹车方式就是司机产生力向制动装置，利用一组简单的机械装置。但随着人们对汽车用途范围变大，就要求较大的载重量，所以人力已不能满足，就需要助力装置来加力。真空助力装置诞生，也就是后来的动力制动系统。1932年，带有真空助力装置的汽车出现了。机械制动产生后液压制动开始发展，液压制动是汽车业的又一重大成果。随着汽车行业的进步，车辆制动即刹车方面又突破了，液压制动器在轿车上成功应用。1924年，四轮液压制动器又问世了。20世纪50年代，我国开始发展汽车工业。到1988年底，我国在一年内已能生产汽车几十万辆，整个国家汽车的确保数量已超400多万辆。但是我国制动系的发展仍难以达到世界先进水平，即使有巨大的汽车行业也无法弥补。从70年代我国开始研制减速制动系统，但并没有得到重视和推广。动力制动系统是我国某些小型商用车中使用的主要制动系统，应用广泛。空气制动系统是国产载重5吨以上车辆的主要使用的制动系统。鼓式制动器在中国各种各样的车辆上应用广泛，是80年代以前国产汽车的主要制动器，到80年代中期，在中国盘式制动器出现，不过很少，只在引进车辆上使用。 20世纪80年代后期,人们对汽车最突出的贡献，就是在汽车上安装防抱死制动系统(ABS)并且大力推广。安装的ABS大大提高了车辆的安全性和操纵性。目前，汽车的ABS进步很快，在各种车辆上都有应用。然而我国与世界先进水平相比，减速制动系统在我国虽已存在，并没有得到充分发展。制动器从50年代到80年代在国内无突出发展，一直使用鼓式制动器。我国在80年代后期引进的车型上应用盘式制动器，像奥迪、桑塔纳等。近年来，我国认识到国产车在制动系统的不足，开始引进和开发国外的先进技术，来提高汽车的制动性能。例如重庆发动机厂引进了康明斯公司的发动机排气制动系统来提高汽车行车的安全性。 经过人们研究发展，时间上已超过百年，固定下来了对于车辆制动系统的结构型式。过去制动系统的工作原理大体都一致，用工作时摩擦产生的热来消耗汽车的机械能，来完成刹车减速或直至停下来。随着电子尤其是大规模、超大规模集成电路高产品的发展以及节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车制动系的机构型式发生翻天覆地的变化。例如凯西-海斯(K-H)公司提高了一般的制动器，他们的技术人员在某一车上设置了电-液(EH)制动系统，该系统不同于一般的制动器。采用电力装置和4个比例阀，K-H公司的EBM就能预测到没有装置此系统的很多功能，不用再增加又一装置。EBM系统是比普通制动器对车辆的基本制动力更合理，使汽车的刹车距离缩短5%左右。传统的液压制动装置成为过去，随着一种彻底的电路制动等一系列新技术研究开发产生。2 制动系的结构类型及选择2.1制动系统的功用及构造为了提高汽车的平均速度，保证车辆安全行驶，增加汽车载重量，在汽车上都设有特制的刹车装置。这样的一系列特制装置我们称为制动系统。我们总结现代的汽车制动系统的功用主要有三个：a.使滚动着的汽车速度降下了以至于停下b.使汽车在下长坡时保持匀速行驶c.使汽车的停驻更可靠。目前，人们总结目前的汽车上采用的制动系统的机构主要分为四大部分：供能机构、控制机构、传动机构、制动器。图2.1是制动系统工作原理示意图。 图 2.1 制动系统工作原理示意图 （1）供能机构：即制动能源也叫刹车来源，各种部件当制动所需的动力和提高性能时。同时司机身体也可作为制动能源。（2）控制机构：这样的部件，有刹车趋势的产生和刹车结果的控制，如图2.1中的1。（3）传动机构：此部件，包含把制动能量传到制动器，图2.1中的4和6。（4）制动器：这样的力部件，用于阻碍汽车运动或者运动意向。一般现代的制动系统还装置了很多辅助设施。图2.2是汽车制动系统的结构示意图见。 图2.2带ABS的传统汽车制动系统示意图车轮制动器、气压传动和液压传动装置构成了制动系统的基本结构组成。车轮制动器包括旋转元件、固定元件和张开机构，制动鼓是旋转元件；制动蹄和制动底板组成固定元件；制动轮缸属于张开机构。踏板、杆件、空气干燥器、制动总阀、制动气室、四回路保护阀和管路等部件组成气压制动传动装置。踏板、杆件、制动轮缸、制动主缸和管路等部件构成液压制动传动装置。2.2制动系统的分类总结 汽车制动系统种类繁多，按制动系统的用途分为：行车制动系统、驻车制动系统、辅助制动系统和第二制动系统；按动力能源分为：人力制动系、动力制动系、伺服制动系；按能量传输方式分为：机械式、液压式、气压式、电磁式和组合式；按回路分为：单回路和双回路制动系统。3 制动系设计结构方案的选择3.1制动系的设计技术要求为了保证制动系工作平稳安全，为设计制动系统要满足以下要求： （1）要有好的制动效能。（2）制动时要有足够好的平稳性。制动柔和、平稳；分离迅速、彻底。（3）制动时稳定性要好。跑偏和侧滑最容易出现要预防。（4）操纵轻便。对于操纵力，一般轿车350N，货车550N，极限力最多700N。 （5）要有足够好的散热性，便利调整。这就要求制动蹄摩擦片耐高温，磨损后能够方便地调整间隙，热传递快，能够防止尘埃、油污，变潮湿后恢复快。（6）避免自行制动。（7）带挂车时，要满足挂车停的时间比主车停的时间短，比主车解除制动晚。3.2制动器结构的确定大部分用于行车制动，有时也可以具有驻车制动和第二制动是车轮制动器的功用。摩擦式、电磁式和液力式是制动器的三个主要形式。3.2.1电磁式制动器 电磁式制动器的优点：作用延后性能好、每个接头处连接稳定而且比较容易连接等。但其缺点：工艺结构太复杂麻烦，资金太高，只在少数商用车上，总重量比较大的才能采用，车轮制动器或缓速器是具体的用途。 3.2.2液力式制动器作为缓速器是液力式制动器的普遍用途。3.2.3摩擦式制动器现在汽车上的制动器绝大多数都使用摩擦式制动器。根据旋转部分的结构不同划分，摩擦式制动器包括鼓式和盘式两种。图3.1和图3.2分别是鼓式和盘式制动器结构型式。 图3.1鼓式制动器示意图 图3.2盘式制动器示意图(1)鼓式制动器鼓式制动器分为内张型和外束型鼓式制动器，根据制动蹄的张开方向。目前只有某些车辆上才使用外束型鼓式制动器，内张型鼓式制动器则被广泛安装在现代汽车上。 鼓式制动器用途广泛，都使用在各种类型车上，在商用车上更普遍。同时鼓式制动器的力矩比盘式制动器大得多，还有鼓式制动器内部具有紧凑的结构，制造资金比较低，相应销售价格便宜，还有与过去的设计理念相同，设计简单，所以广泛应用。所以在很多重型车现在仍使用四个车轮全是鼓式制动器。内张型鼓式制动器根据其元件受力不同，分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向自增力式、双向自增力式制动器。各自的制动鼓对制动效能的影响都不相同，由于它们的受外力方式、车轮滚动方向以及制动状况，各种内张型鼓式制动器结构见图3.3。图3.3鼓式制动器简图 领从蹄式制动器的很多特性，在所有制动器居中；不变的制动效果无轮怎样行驶；投资的资金成本低，结构简单紧凑；蹄片之间的间隙可调；在驻车制动方便，对于此制动器的附属安装。因此广泛应用在中、重型载货汽车，尤其是此制动器用作后轮制动器在乘用车和总重量较小的商用车上。双领蹄式制动器优点：汽车前进刹车时，具有高的制动效能。缺点：又充当了双从蹄式，当倒车时，此时大大降低了制动效能。很多轿车的前轮常用此磁制动器。 双向双领蹄式制动器优点：其制动效能不变，无论汽车向前、向后，所以在中型以上载货汽车和某些轿车的前，后轮都有用到。缺点：其内部结构复杂麻烦，投资资金较高，还要用中央制动器。单向自增力式制动器优点：汽车向前刹车时，制动效能比各种制动器都要高。缺点：它的制动效能是所有制动器中最小的，在汽车后退制动。所以用途较少仅用于部分车作前轮制动器。双向自増力式制动器只用在少数轿车上，总是作为手刹与脚刹共同的制动器，汽车中央制动器也是其用途。本次设计中型商用车总质量相对较小，采用资金低、造价便宜，紧凑的内部结构的领从蹄式鼓式制动器。(2)盘式制动器 盘式制动器所具备的优势，如下所示：（1）制动效能稳定；（2）抗热衰退； （3) 抗水衰退；（4）在产生制动力矩相同时，外形尺寸和制动器质量小；（5）制动力矩与汽车的工况没有关系；（6）间隙的调整比较容易，其后期的保养修理也较容易；（7）在磨损时，摩擦衬块更容易换，整个结构也简单紧凑。作为一种轻卡载货汽车，综合考虑成本、结构、维修等各方面因素，采用盘式制动器安装在前轮，鼓式制动器安装在后轮方案。固定钳式和浮动钳式是前盘式制动器两大类。浮动钳式又分为滑动钳式和摆动钳式。其中浮动前盘式制动器紧凑的内部结构，投资资金低，布置的空间小，制动器与轮毂可挨得很近，一组制动块同时用作手刹和脚刹制动。因此作为轻卡载货商用车前轮制动器采用浮动式制动器是最佳选择。3.3 制动驱动机构的结构确定由制动来源的区别，制动驱动机构分为三大类型：人力制动（简单制动）、伺服制动以及动力制动。按力的传递分为大四类：机械式、气压式、液压式和气-液压式。各种型式的制动驱动机构区别，如表3.1所示。 表3.1制动驱动机构的结构型式制动力源力的传递方式用途型式制动力源工作介质型式工作介质人力制动系司机体力机械式杆系或钢丝绳仅限于驻车制动液压式制动液部分微型汽车的行车制动动力制动系气压动力制动系发动机动力空气气压式空气中、重型汽车的行车制动气压-液压式空气、制动液液压动力制动系制动液液压式制动液伺服制动系真空伺服制动系司机体力与发动机动力空气液压式制动液轿车，微、轻、中型汽车的行车制动气压制动系空气液压伺服制动系制动液3.3.1人力制动系 机械式和液压式是人力制动范畴。杆系传力是机械式的传动方式，但是效率低，需要多处润滑，小的传动比，对于制动力对于前、后轴和左、右轮均衡难以达到，在行车制动系统中已消失。因结构紧凑，投资的资金低，出现的事故少，还在中，在某些小汽车的驻车制动中还可以看见。液压制动在行车制动范围中应用广泛。液压制动优点：压力高，反应时间短；轮缸的面积小，重量轻，紧凑的结构；机械效率较高。液压制动缺点是：受热变长后，使液压传送困难，制动液会变质，改变了制动效能，产生气泡堵在管路中，重则失效。过去在轿车、轻型货车和少数中型货车上液压制动广泛采用。3.3.2动力制动系动力制动由发动机起作用，具体表现为能量转化。司机在踏板或手柄上的力，只是控制元件。（1）气压制动系气压制动是最常见的。其主要优点：操纵力不大，工作平稳可靠，保养维修便利，气源还能为其它装置采用。其缺点：结构较麻烦、很重，投资资金高，制动气室排气噪声很大。气压制动多用在中级以上的货车、客车以及列车。（2）气顶液制动系气顶液制动涵盖了液压式和气压式制动的优点，较短的管路，持续时间较短。缺点：结构麻烦面积大占得空间大、重量笨重、投资高，所以集中在重型车上。（3）全液压动力制动系全液压动力制动但因结构非常复杂，也要求比较高的系统的密性，目前并不常见，仅在某些高档次轿车、豪华客车和某些特设自卸车上使用。3.3.3伺服制动系伺服制动的能源来自人力和发动机。一般状况下，工作时产生的压力绝大部分由动力伺服系统完成。在伺服系统不能用时，还能有人力产生力，即司机作用的力。所以，大多数轿车以及一般的轻、中型商用车，都使用伺服制动。伺服制动根据其伺服能源不同，分为真空、空气和液压伺服制动。在产生相同的力时，真空伺服气室的面积比气压伺服气室大很多。同时，真空伺服系统比气压伺服系统的内部结构要简单很多。装载质量在6t以下的载货汽车及总质量在1.1t-1.35t的轿车上，真空伺服制动系使用广泛。装载质量为612t的商用车和少数乘用车上，气压伺服制动系较多应用。经过比较与分析，此次的商用车制动驱动机构采用真空助力式伺服系统。3.4制动管路的形式选择保证制动驱动机构工作可靠，汽车安全，其装置最少得有两套相互独立无关的系统，即双管路回路。把车的所有利用脚刹的管路分成两个或两个以上无关回路，如果一个回路坏时，不影响其他的回路。图3.4为双轴汽车五种分路方案图，是对于液压式制动驱动机构的双回路系统。选择分路方案主时是把其制动力、制动效能和回路系统等综合考虑的。 1-双腔制动主缸；2-双回路系统的一个分路；3-双回路的另一分路图3.4双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图图3.4(a)一轴对一轴的型。其优点：管路分布最容易，制造便宜。都有采用在各种类型车辆上，最常见的是货车。图3.4(b)X型。其特点：结构紧凑，尺寸小，一个回路出故障时约一半的制动效能仍可以产生，还有不变的分配关系和附着关系，确保了制动时与整车受力一致性。这样的汽车，其主销偏移距为取负(约20mm)，所以此时的制动力使车轮反向，方向感大大提高，因此在中级以下的某些轿车多采用此方案。图3.4(c)一轴半对半轴HI型。图3.4（d）半轴一轮对半轴一轮LL型。图3.4（e）双半轴对双半轴HH型。HI，LL，HH型的分布都不简单。LL型与HH型在任一回路出故障时，LL型的剩余力为原来80%左右，HH型为50%左右，单用回路的HI型剩余力大，在突发状况时，最容易先卡死的是后轮，这是一种不稳定工况。此次的管路设计采用图3.4(a)所示回路系统，满足GB 72582004对制动管路布置的需求。4 制动系统设计计算4.1 轻型商用车的主要技术参数 本次设计中ZQ1080型商用车所参照的汽车HFC1084相关数据如表4.1。表4.1 ZQ1080整车参数已知参数车型ZQ1080轴距L（mm）3650整车整备质量（Kg）3000满载质量（Kg）8190满载时质心距前轴中心线的距离（mm）2220满载时质心距后轴中心线的距离（mm）1430 空载时质心高度（mm）890满载时质心高度（mm）986 车轮滚动半径（mm）4054.2 制动系统的主要参数及其选择4.2.1 同步附着系数的确定 根据汽车理论和汽车设计(1)，刹车时一般是前车轮首先卡死，此时是一种汽车的稳定状况，但失去了车轮转向的能力；(2），刹车时一般是后车轮先卡死，此时后轴侧滑、甩尾最容易发生导致汽车失去稳定的方向的能力；(3），刹车时一般是一起卡死，前后车轮同时，此时是一种汽车的稳定状况，但同时也失去了汽车的转向能力。研究表明，汽车刹车时，同步附着系数为时，减速度为，=,为刹车时的制动强度。而在别的附着系数的路面上刹车时，而前轮或后轮将要抱死的制动强度,只在的路面上，才可以充分利用地面的附着条件。 查阅文献资料，车装满时的同步附着系数，一般的车取；货车取。综和考虑此车的状况值，取=0.6。4.2.2 制动器制动力分配系数的确定 （41） = =0.4294.2.3 制动器最大制动力矩的确定 在良好路面时取值在0.70.9之间，取 =0.8，是该车所能 遇到的最大附着系数（汽车制动系统的使用与维修） （42） = =6386.2N.m （43） =8466.0N.m 则单个车轮制动器应有的最大制动力矩 =3193.1N.m =2116.5N.m式中: -满载时汽车质心高度； -汽车的轴距；-汽车滚动半径；-满载时汽车质心位置离后轴距离；-汽车整备时所受重力；-地面附着系数。 由求得：N （44） 4.3 制动器因数的确定4.3.1 前轮盘式制动效能因数 根据公式 （45） f取0.5前轮盘式制动器 =20.5=1.0摩擦材料系数的值为，少数可取0.7。总体表明所用材料，摩擦系数与耐磨性，二者成反比关系。现在中国的摩擦片在不足250时，控制摩擦系数=0.350.40安全。此处的制动器摩擦系数取0.4，在接下来的鼓式制动器设计中其摩擦材料的摩擦系数取0.3。4.3.2 后轮鼓式制动器效能因数(1）领蹄制动蹄因数：图4.1鼓式制动器尺寸参数示意图 （45） =2;=0.8得=0.79(2）从蹄制动因数： （46） 得=0.48整个领从蹄制动器的制动因数4.4 制动器的结构参数与摩擦系数的确定4.4.1 鼓式制动器的结构参数(1)制动鼓直径 由于ZQ1080采用后轮胎规格为7.50-1614PR，16的轮辋所以取，制动鼓直径与轮辋直径之比：货车 。=406.4mmmm(2)制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积 由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm摩擦衬片包角的选择，摩擦衬片包角最合适，由于保护的好，制动鼓散发的热量也少，所以高的制动效能。如若再降低达到散热的程度不能与单位压力过高将造成讯速磨损相抵消。包角也不能高于，如若过大产生的后果较严重，可能导致自锁。综上所述选取领蹄，从蹄单个制动器摩擦面积： （47） 式中：单个制动器摩擦面积，mm2 制动鼓直径，mm； 摩擦片有效宽度，mm； 为两制动蹄的衬片包角，（）。cm2 表4.2制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）由表4.2制动器衬片摩擦数据可知设计满足要求。 (3)摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角，如图4.2的几何图所示。总是摩擦衬片在制动蹄边上，并令。领蹄包角从蹄包角图4.2鼓式制动器的主要几何参数示意图(4)张开力的作用线至制动器中心的距离根据实际情况，（见图4.2）大点好，来满足制动效能。开始设计计算时可取左右，由设计图取mm(5)制动蹄支销中心的坐标位置与如图4.2所示，支承销中心距,取=34，同时也大，开始设计计算可约取，根据实际情况取mm。4.4.2盘式制动器的结构参数(1)制动盘直径D制动盘直径D足够大，制动盘的有效半径也相应变大，因此制动钳产生的力就减小了，对摩擦衬块的影响也就小了。制动盘的直径密切相关于轮辋直径有，制动盘的直径D取轮辋直径的，大多数的汽车取79%。mm取制动盘直径mm(2)制动盘厚度h制动盘厚度h影响重要。为了使制动器的质量轻，制动盘厚度h小些，又不能太小。实心盘的厚度h在给定范围内选取，此次制动盘厚度h=10mm(3)摩擦衬块工作面积A 推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范围内选取。由参考值可取1.8，汽车质量3000kg，所以摩擦衬块单片的有效面积取为。 (4)摩擦衬块内半径与外半径查阅资料，摩擦衬块的两半径比值1.5。如果结果大，对摩擦衬块产生不良影响，最后引起难以预料到的制动力矩。本次中摩擦衬块形状选择扇形，如图4.3。 图4.3摩擦衬块示意图 取摩擦衬块外半径，内半径 则选取的摩擦衬块半径满足要求。4.5 制动器主要零部件的设计4.5.1 鼓式制动器主要零部件的结构设计 (1)制动鼓 制动鼓也有要求：热容量大和刚性高，制动时的温度升高小。材料也有要求：较高的摩擦系数和接触面磨损均匀。中型以上的客车、中型以上的货车使用铸造的制动鼓(图3.13(a)；轻型载货汽车和少数轿车一般使用组合式制动鼓(图3.13(b)；铸铝合金制动鼓(图3.12(c)在轿车上已普便，寿命较长而且减轻了其质量，性能都很突出。 （a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1冲压成形辐板；2铸铁鼓筒；3灰铸铁内鼓；4铸铝台金制动鼓 图4.4制动鼓示意图选取的有刚度和强度的要求制动鼓壁厚。壁厚大些能保证热容量足够大。摩擦表面总体并不明显对于温度变化，壁厚从。制鼓的壁厚：轿车，中型以上货车。为了检查制动器间隙，要在制动鼓闭口侧开小洞。ZQ1080属于轻型载货汽车，因此制动鼓壁厚度为12mm，采用HT200。 (2)制动蹄制动蹄一般用T形钢碾压或钢板冲压制成对于轿车和轻型以下载货汽车。制动蹄要有刚度较好的结构和断面形状，部分车上制动蹄腹板用钢板制的，上开有一两条径向槽，能使制动蹄的刚度变小，使制动蹄摩擦衬片与制动鼓间的工作压力，也使摩擦衬片的磨损更为均匀，同时降低制动噪音。摩擦衬片与制动蹄的连接要用铆接或粘贴的方式，磨损厚度可以增大，寿命延长，但是对于更换衬片不容易；噪声低。此次制动蹄的设计为HT200。 (3)制动底板制动底板是制动器大多数零件的构架。制功底板要承担制动器的反力矩，所以它的刚度要够大。只有凹凸起伏的形状制动底板才满足。否则，制动力矩小由于刚度不到，增大了踏板行程，摩擦衬片不均匀磨损，造成严重结果。本次设计是轻卡采用HT250。 (4)制动蹄的支承 制动蹄的支承自由度为二，此紧凑结构，使制动蹄自己确定。为使支承销作用的制动蹄与制动鼓两个工作面心重合，要有可调的支承位置。支承销由由45号钢制成。它的支座为可由KTH 37012或QT 40018制造。青铜偏心轮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损。要稳定地保持制动蹄的安装位置就要用长支承销，防止侧向偏摆位置不正确。还有在制动底板上另设一机构，制动蹄与制动底板合适定位，在相应的零件上采取措施，来确定制动蹄的定位。本次设计目的是支承销的制动蹄一个自由度与制动鼓两工作面同心，所以采用支承销。 (5)制动轮缸制动轮缸是重要机构，其紧凑的结构，布置简单在车轮制动器中。其缸体制造可用HT250。它的缸筒为打通的孔。可用铝合金制造活塞。开槽顶块与活塞外端紧靠，来支承制动蹄腹板端部或接头部分。轮缸的工作腔要用橡胶密封圈或橡胶皮碗紧密封紧。大多的制动轮缸有两个活塞直径相同；部分有四个活塞；双领蹄式的两蹄，蹄用一个单活塞动。此次的领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推动。如图4.5所示 图4.5 制动轮缸示意图4.5.2 盘式制动器主要零部件的结构设计(1)制动盘 灰铸铁或混合Cr或Ni等合金铸铁是制动盘的材料。制动盘的表面光滑。本次设计制动盘材料为HT250，结构图如图4.6所示。 图4.6 制动盘示意图(2)制动钳制动钳的制造，它的材料可用K TH37012 或QT40018 ，也可用轻合金，成两个由螺栓连接，制造成整体形状。其制动钳结构图如图4.7所示。本次设计制动钳采用45号钢。 图4.7 制动钳示意图 (3)制动块 背板和摩擦衬块成制动块。衬块的形状一般为扇面形。活塞要尽量压制较多的制动块，使面积较多，防止衬块卷角而导致噪音。背板用钢板冲压而成。制动块的厚度取14mm。 (4)摩擦材料摩擦材料的摩擦系数高且不变，受热衰退影响小；材料承受磨损，低吸水，能承受挤压和冲击；制动时无噪声和气味，摩擦材料应使用无污染材料。现在在制动器中模压材料使用较多，用石棉纤维混合粘结剂、填充剂与噪声消除剂等模压成型。模压材料的优点：使具有不同的摩擦性能和不同作用的摩擦衬片。5制动驱动机构的设计计算5.1 盘式制动器直径与工作容积的设计计算 根据汽车设计汽车理论公式， （5-1）根据前面算得的结果：，选取MPa，求： mm 由此，选取制动轮缸的直径mm根据汽车设计汽车理论公式 （5-2）式中，一个轮缸活塞的直径；轮缸活塞的数目；轮缸完全制动时的行程；初步设计时，一般取为2mm2.5mm，选取m，求一个轮缸的工作容积。 mm35.2 鼓式制动器直径与工作容积的计算，选取MPa，由式(4.2)，求： mm 选取制动轮缸的直径mm选取mm，求一个轮缸的工作容积。mm3全部轮缸的总工作容积为 (5-3)式中：轮缸的数目。mm5.3 制动主缸直径与工作容积的计算制动主缸应有的工作容积 (5-4)式中：所有轮缸的工作容积； 在液压下制动软管形状改变而导致的容积增量。 在开始设计计算时，考虑变形，制动主缸的工作容积，轿车，货车，式中为所有轮缸的工作容积之和。 根据汽车设计汽车理论公式，主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定： (5-5)取因此mm 根据GB 752487的系列尺寸取=30mm。5.4制动踏板力与踏板行程的计算 5.4.1 制动踏板力的计算根据汽车设计公式 （5-6）式中，制动主缸活塞直径；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，取=。N 制动操纵力应满足的要求；轿车500N，货车700N。设计计算时操纵力选取范围在200N350N。因得出的踏板力大于最大踏板力，此处需安装真空助力器， （5-7）式中，真空助力比，取。=2355/10=235.5N，所以符合要求。5.4.2 制动踏板行程的计算根据汽车设计公式制动踏板工作行程为 (5-8)式中，推杆与活塞的间隙，在1.52mm范围内取值；取=2mm；主缸活塞空行程。mm170mm180mm 所以符合设计要求。6 制动性能分析6.1 制动减速度与制动距离计算根据汽车理论汽车设计，制动系的制动性能，可用以下两个量来确定。假设汽车是在特定道路上行驶，特定工况。本次任务中jmax=0.6g （6-1）式中，摩擦衬块与制动盘的间隙时间，取0.1s；制动力增长过程所需的时间，取0.2s；v制动时的汽车速度，速度取为较大值90km/h。则：汽车的最大制动距离为所以满足本次设计要求。6.2 制动衬块的磨损特性计算 温度、摩擦力、滑磨速度，以及衬片等许多因素是制动衬块的磨损评价指标，所以用数据也就很难。摩擦时的温度高低和力大小重要影响着磨损。汽车的制动过程即是将汽车的机械能转化为热能消耗的过程。在紧急制动过程中，制动器基本承受了汽车全部的动能消耗。此时，制动时间太短，产生的热能还未散热到空气中就已经被制动器吸收，造成温度急剧升高。即能量荷载。对于盘式制动器的衬块，制动盘的温度高于制动鼓。由于各种类型的汽车总质量和制动衬块的接触面积都不相同，用一种量作为指标。目前，常用的指标是比能量消散率，通常所用的计量单位为。 在紧急制动到停车的情况下，双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量 耗散率分别为： （6-2） 式中， 汽车总质量； 制动初速度； t制动时间； 、前、后制动衬片（衬块）的面积； 制动力分配系数。制动初速度：汽车用90km/h(25m/s)。汽车的盘式制动器满足上面的和，比能量耗散率。比能量耗散率太高会导致衬片（衬块）磨损加速，又使制动鼓或制动盘更早产生裂痕。 其中，=0.6 =4.25s =25m/s = 34830mm2 盘式制动器的比能量耗散率，所以设计满足要求。 6 .3 驻车制动计算 根据汽车理论汽车设计公式 满载时汽车在上坡路上停驻时的后桥附着力为 =ma g (+) （63） 汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为 =ma g () （64） 汽车可能停驻的极限上坡路倾角为 a 可根据后桥上的制动力与附着力相等的条件求得 即 ma g (+)= （65） 得到 a= （66） = =同理，汽车停驻的极限下坡路角为 = （67） =要求各种类型汽车的最大停驻坡度 911，所以设计满足要求。 设计总结 本次ZQ1080商用车制动系设计应用前轮盘式制动器，后轮为鼓式制动器。在导师的指导下，通过查阅汽车制动系的有关资料完成此次的设计任务。本次设计的方法是从理论上对给定的汽车参数和技术要求，比较不同的各种制动器的特点，来确定制动器的结构形式。然后通过对制动力矩、制动效能因数、制动距离、制动磨损等的计算、校核以及在此基础上进行的零部件结构设计，根据现有资料对制动器的结构进行了设计并进行了相关的校核，并且符合GB72582004中对制动系统的要求。在这次的设计过程中，我翻看很多的工具书和参考资料，最后在老师的指导下了确立了最终的设计方案。由于对汽车的知识掌握有限，所以整个设计还存在很多细节上的不足，这些问题需要进一步地进行思考改善。设计和计算，这一部分时计算最繁琐的一部分，涉及到了大量的公式，需要查阅和参考大量的相关文献，很多零件的设计都需要参考设计手册来确定。通过大量的查阅资料，我也知道了一些常用零件的确定方法。画图，设计说明书只能确定主要零件的基本尺寸，而剩下的其他零部件就都需要我们在画图的过程中自己找参考书来确定。我对CAD本来就