车辆工程毕业设计（论文）-EQ1041汽车制动系统的设计【全套图纸】.doc

黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就起着决定性作用。汽车的制动系统种类很多，传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用在当前绝大多数乘用车上。目前，汽车所用制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,便于安装像ABS那样的高级电子设备。鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上，但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。本设计为前轴制动器采用浮动钳盘式制动器，后轴制动器为领从蹄式鼓式制动器。制动驱动形式为液压驱动形式，前后式（式）双回路制动控制系统。关键词：汽车；制动系统；制动器；设计；真空液压- I -ABSTRACTBorn from the car, the vehicle braking system on the vehicles security plays a decisive role. The vehicle brake system have many types. The traditional type of braking system structure mainly mechanical, pneumatic, hydraulic, gas-liquid hybrid. Now hydraulic brake technology is the most mature and most economical technology, and applied to the most cars on present. Currently, almost cars are used in friction brakes that is the drum and the disc. The main advantage of disc brakes is at high speed braking rapidly, resist heat is better than drum brakes, brake performance constant, easy to install as advanced electronic devices like ABS.The main advantage of drum brakes, brake shoe wear small, low cost, easy maintenance, because the absolute braking power of drum brakes is far higher than disc brakes ,so drum brakes are widely used for rear-wheel drive truck, but because In order to improve the braking performance and increased power brake system must be added to make it cost more, so light vehicles generally or to use front disc，rear drum brake.The design for the front axle floating brake caliper disc brakes, rear brake for the leading shoe drum brakes from. Drive in the form of brake hydraulic drive form, before and after the type ( type) dual circuit brake control system.Key words：Brake；Parking Brake；Drum Brake；Disc Brakes；Hydraulic Drive- II -黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录摘要Abstract第1章 绪论11.1 课题背景及目的11.2 国内外研究现状11.3 课题研究方法21.4 本设计应解决的难点2第2章 总体设计方案32.1 制动能源的选择42.2 驻车制动系52.3 行车制动系52.4 制动管路的布置及原理52.4.1 制动管路的布置示意图52.4.2 制动原理和工作过程62.5 制动器的结构方案分析72.6 本章小结.8第3章 制动系主要参数确定93.1基本参数93.2同步附着系数的确定93.3 制动器最大制动力矩确定113.4鼓式制动器的主要参数选择123.4.1 制动鼓直径D123.4.2 摩擦衬片宽度b和包角123.4.3 制动器中心到张开力P作用线和距离e133.4.4动蹄支销中心的坐标位置是k 与 c133.4.5摩擦片摩擦系数143.5盘式制动器的主要参数选择143.5.1制动盘直径D143.5.2制动盘厚度h143.5.3摩擦衬块外半径R2和内半径R1143.5.4摩擦块工作面积A153.6本章小结.15第4章 制动器的设计与计算164.1制动器摩擦面的压力分布规律164.2 单个制动器制动力矩计算164.2.1 鼓式制动器制动力矩计算164.2.2 盘式制动器制动力矩计算194.3驻车制动的制动力矩计算194.4 制动衬片的耐磨性计算204.5制动距离的计算224.6本章小结.24第5章 液压制动驱动机构的设计计算255.1 制动驱动机构的形式255.2 分路系统255.3 液压制动驱动机构的设计计算265.3.1 制动轮缸直径d的确定265.3.2 制动主缸直径d0的确定275.3.3 制动踏板力FP275.3.4 制动踏板工作行程SP285.3.5 制动主缸295.3.6制动力分配调节装置的选取295.4 真空助力器的设计计算305.5 制动器的主要结构元件315.5.1 制动鼓315.5.2 制动蹄315.5.3 摩擦衬（片）块325.5.4 制动底板325.5.5 支承325.5.6 制动轮缸325.5.7 制动盘335.5.8 制动钳335.5.9 制动块335.6 自动间隙调整机构335.7 本章小结.34结论35参考文献36致谢37附录138附录240第1章 绪 论1.1 课题背景及目的汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。因此，必须充分考虑制动系统的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行汽车的制动系统的设计以满足汽车安全行驶的要求。据有关资料的介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。因此制动系统设计是汽车设计中重要的环节之一。全套图纸，加1538937061.2 国内外研究现状从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就起着决定性作用。汽车的制动系统种类很多，传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用在当前绝大多数乘用车上。汽车液压制动系统可以分为行车制动、辅助制动、伺服制动等，主要制动部件包括制动踏板机构、真空助力器、制动主缸、制动软管、比例阀、制动器和制动警示灯等。在制动系统，真空助力器、制动主缸和刹车制动器是最为重要的部分。目前，汽车所用都制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,便于安装像ABS那样的高级电子设备鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上。 鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次降低，最低是盘式制动器；但制动效能稳定性却是依次增高，盘式制动器最高。也正是因为这个原因，盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动俩个后轮，行车制动和驻车制动这两套制动装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、储气筒、控制阀和制动气室等。现代汽车由于车速的提高，对应急制动的可靠性要求更严格，因此在中、高级轿车和部分轻型商用车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。随着电子技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。它是基于汽车轮胎与路面兼得附着特性而开发的高技术制动系统。它能有效的防止汽车在应急制动时由于车轮抱死使汽车失去方向稳定性而出现侧滑或失去转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了汽车高速行驶的安全性。1.3 课题研究方法根据课题内容，任务要求深入了解汽车制动系统的构造及工作原理；并收集相关紧凑型轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果，并进行深入的学习和分析，借鉴经验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和利用画图软件，并再次学习机械制图，画出符合标准的设计图纸，通过自己的研究分析；发挥自己的设计能力并通过试验最终确定制动系统设计方案。1.4 本设计的内容（1）确定制动系各参数，分析其制动性能。（2）制动器的设计计算。（3）液压制动驱动机构的设计计算。（4）制动系统图纸设计。第2章 总体设计方案汽车的制动性是汽车的主要性能之一。制动性直接关系到行使安全性，是汽车行使的重要保障。随着高速公路迅速的发展和车流密度的日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，改善汽车的制动性始终是汽车设计制造和使用部门的主要任务。制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行使直至停车；在下坡行使时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。设计汽车制动系应满足如下主要要求：（1）应能适应有关标准和法规的规定；（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。详见QC/T239-1997；（3）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，当其中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多为手操纵；（4）制动效能的热稳定性好。具体要求详见QC/T582-1999；（5）制动效能的水稳定性好；（6）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵稳定性和方向稳定性。有关方向稳定性的评价标准，详见QC/T239-1997；（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适、能减少疲劳；（8）作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间；（9）制动时不产生振动和噪声；（10）转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或转向时不会引起自行制动；（11）应有音响或光信号等警报装置，以便及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；（12）用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减少制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维；（13）磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。本次设计采用前盘后鼓,液压制动, II式(前后式)双回路制动控制系统。采用真空助力器.其中鼓式制动器采用一般常用的领从蹄式,为一个自由度.灰铸铁制动鼓。制动鼓内径尺寸参照专业标准QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。摩擦衬片宽度尺寸系列参照QC/T309-1999。盘式制动器采用浮动钳盘式.制动盘直径取轮辋直径的70%。通风式制动盘厚度取20mm。具体的制动系统设计计算过程依据汽车设计教材进行。2.1 制动能源的选择经过同多种类型的车辆比较，如下表：表2.1 制动能源比较供能装置传能装置型式制动能源工作介质型式工作介质气压伺服制动系驾驶员体力与发动机动力空气液压制动系制动液真空伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.050.07MPa。 真空伺服制动系多用于总质量在1.11.35t以上的轿车及装载质量在6t以下的轻、中型载货汽车上；气压伺服制动系则广泛用于装载质量为612t的中、重型货车以及极少数高级轿车上。液压制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间短，（0.10.3s）;工作压力高（可达1020M），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上。2.2 驻车制动系制动系统用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽车在斜坡上起步。驻车制动系统应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式，以免其产生故障。通过类比采用：手动驻车制动操纵杆、驻车制动杠杆作用于后轮。用后轮制动兼用驻车制动器。后轮驻车制动：轮缸或轮制动器，（对领丛蹄制动器，只需附加一个驻车制动推杆和一个驻车杠杆即可）使用驻车制动时，由人搬动驻车制动操纵杆，通过操纵缆绳。平衡臂和拉杆（拉绳）拉动驻车制动杠杆使两蹄张开。2.3 行车制动系制动系统用作强制行使中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构多采用双回路或多回路结构，保证其工作可靠。目前，盘式制动器已广泛应用于轿车，但除了在一些高性能轿车上用于全部车轮以外，大都只用作前轮制动器，而与后轮的鼓式制动器配合，以期汽车有较高的制动时的方向稳定性。在货车上，盘式制动器也有采用。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。2.4 制动管路的布置及原理II式(前后式): 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，一条回路连接前桥(轴)车轮制动器,另一条回路连接后桥(轴)车轮制动器,如图1a)所示。前桥车轮制动器与后桥车轮制动器各用一个回路。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。在各类汽车上都有采用。通过分析，II式(前后式)制动器结构简单，成本较低，因此采用的就是II式(前后式)双回路制动系。2.4.1 制动管路的布置示意图（II型） 如下图所示，为制动管路的布置示意图。驾驶员通过踩制动踏板，给予制动主缸一个压力，使得制动主缸内液体通过个管路到达制动轮缸。制动轮缸通过液压给予车轮制动力。 1.前轮制动器 2.制动钳 3.制动管路 4.制动踏板 5.制动主缸 6.制动轮缸 7.后轮制动器图2.1液压制动装置示意图2.4.2制动原理和工作过程图2.2 制动系统工作原理要使行使中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑销转动，上端向两边分开而其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转的制动鼓作用一个摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架和车身，迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大，制动减速度越大。当放开制动踏板时，复位弹簧将制动蹄拉回复位，摩擦力矩和制动力消失，制动作用即行终止。2.5 制动器的结构方案分析制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。目前广泛使用的是摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。鼓式制动器形式的选用：领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行使的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。但领丛制动器也有两蹄片的压力不等（在两蹄上的摩擦衬片面积相等的条件下），因而两蹄片磨损不均匀、寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路下工作。鉴于以上的优点，本设计采用液压驱动的，由定位销定位的一个自由度的非平衡式的领丛蹄式制动器。盘式制动器的选用：按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两类。钳盘式根据制动钳结构的不同，分固定钳式和浮动钳式。对两中类型进行比较，浮动钳盘式具有如下优点：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，家之液压缸；冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低。所以，本设计采用浮动钳式盘式制动器。与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点：（1）热稳定性好，因无自行增力作用，衬块摩擦表面压力分布较鼓式制动器更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而降低了制动效能。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏；（2）水稳定性好。制动衬块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而进水后效能降低不多；又由于离心力及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复；（3）制动力矩与汽车运动方向无关；（4）易于构成双回路制动系，使系统具有较高的可靠性和安全性；（5）尺寸小、质量小、散热良好；（6）压力在制动衬块的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀；（7）更换衬块简单容易；（8）衬块与制动盘之间的间隙小（0.050.15mm），从而缩短了制动协调时间；（9）易于实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点：（1）难以完全防止污尘和锈蚀；（2）兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂；（3）在制动驱动机构中必须装用助力器；（4）因为衬块工作面积小，所以磨损快，使用寿命低，叙需用高材质的衬块。 经过对不同制动器优、缺点的比较，参考同类型车，本设计采用前盘（浮动钳式）后鼓（支承销领丛蹄式）的制动系统。2.6 本章小结 本章确定了制动系统方案为行车制动系统采用液压制动控制机构，前轴制动器为滑动钳盘式制动器，后轴采用领从蹄式鼓式制动器。回路系统采用一轴对一轴式双回路控制系统。驻车制动系统控制机构为机械式，由鼓式制动器兼做驻车制动器。 第3章 制动系主要参数确定3.1基本参数表3.1 制动系主要参数空载满载汽车质量2230kg4110kg轴荷分配前轴1070.4kg1233kg后轴1159.6kg2877kg质心高度hg0=850mmHg1=750mm轴距3100 m前制动器浮动钳盘式后制动器鼓式领丛蹄式3.2同步附着系数的确定 汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任意角速度0的车轮，其力矩平衡方程为 式中：制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，Nm； 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； 车轮有效半径，m。令 称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好。任何附着系数路面上前后同时抱死的条件为（=0.85）： 式中：G-汽车重力；前制动器制动力，N；后制动器制动力，N； 质心到前轴的距离，mm； 质心到后轴的距离，mm。得： =1275N =1825N一般常用制动器制动力分配系数来表示分配比例 前、后制动器制动力分配的比例影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定值首先就要选取同步附着系数。一般来说，我们总是希望前轮先抱死（）。根据有关文献推荐以及我国道路条件，车速不高，所以本车型取0.5左右为宜。由得为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，ECE的制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在0.15q0.8，其他汽车在0.15q0.3的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.150.8的范围内，必须满足q。3.3 制动器最大制动力矩确定应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或前后车轮同时抱死的制动力之比为 通常上式的比值为轿车1.3 到1.6，货车为0.5到0.7。因此可知前后制动器比值符合要求最大制动力矩是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力成正比。计算公式如下 式中： 该车所能遇到的最大附着系数0.85； 车轮有效半径为360mm； 3.4鼓式制动器的主要参数选择在有关的整车总布置参数和制动器的结构形式确定以后，就可以参考已有的同类型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。3.4.1 制动鼓直径D当输出力一定时，制动鼓的直径越大，制动力矩也越大，散热性能也越好。但止境的尺寸受到轮辋内径的限制，而且直径的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般不小于2030mm,以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸及渴求得制动鼓直径的尺寸。另外，制动鼓直径与轮辋直径之比为根据QC/T309-1999制动鼓工作及制动蹄片宽度尺寸系列取D=320mm，R=160mm。3.4.2 摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片的包角可在9001200范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角在9001200时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小包角虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角一般不宜大于1200，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作永不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减小磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使单位压力不超过2.5 M的条件来选择衬片宽度的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择宽度值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器总的摩擦衬片面积随汽车总质量的增大而增大。而单个摩擦衬片的面积又决定与制动鼓的半径，衬片宽度及包角。即 式中，包角以弧度为单位，当面积、包角、半径确定后，由上式可以初选衬片宽度的尺寸。 制动器各蹄摩擦衬片总面积越大，制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。 a、参考同类汽车选取，一般b/D=0.160.26,取0.25，故b=65mmb、取领蹄包角 从蹄包角 =3203.1465（100+110）/360= 36302mm2c、摩擦衬片起始角，一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令：有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。3.4.3 制动器中心到张开力P作用线和距离e在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。初步设计可取e=0.8R故e=128mm。3.4.4动蹄支销中心的坐标位置是k 与 c制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 是应尽可能地小, 以不使两制动蹄端毛面相碰擦为准，使尺寸 c 尽可能地大，设计可定c=0.8R =128 mm, K尽可能的小，以使c尽可能的大，初步设计取k=22mm。3.4.5摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单独地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5之间，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的摩擦片材料温度低于250度时，保持摩擦系数在0 .30.4已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取0.3可使计算结果接近世纪。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。3.5盘式制动器的主要参数选择3.5.1制动盘直径D制动盘直径D应尽量取大些，这样，制动盘的有效半径增大，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。通常D=0.700.79Dr，本车总质量不大于2吨，取上限，即因此D =320mm 3.5.2制动盘厚度h制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，厚度不宜太大，为了减少温升，厚度又不宜过小。因此，参考同类型车，取为20mm,通风式，增大散热。3.5.3摩擦衬块外半径R2和内半径R1参考同类车型，选取摩擦衬块的内外半径分别为：，平均半径为=有效半径为 =126.66令则有选取半径满足式 0.65满足要求即m值小于0.65。3.5.4摩擦衬块工作面积A在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质量，推荐在1.63.5kg/, A =120cm2。3.6 本章小结本章确定了制动器的基本参数，首先计算出制动力分配系数及同步附着系数，然后进一步确定制动器的最大制动力矩，确定了鼓式制动器的主要参数，包括制动鼓直径、摩擦衬片宽度及包角、制动器中心到张开力作用线的距离、制动蹄支撑销中心的位置、摩擦片的摩擦系数，盘式制动器主要参数包括制动盘直径、制动盘厚度、摩擦衬块内外半径和工作面积。第4章 制动器的设计与计算4.1制动器摩擦面的压力分布规律从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大的影响。掌握制动蹄表面的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：（1）制动蹄、鼓为绝对刚性；（2）在外力作用下，便行仅发生在摩擦衬片上；（3）压力与变形符合胡克定律。对于绕支承销转动的制动蹄，制动蹄片上的压力符合正弦分布。4.2 单个制动器制动力矩计算4.2.1 鼓式制动器制动力矩计算4.2.1.1 制动蹄的效能因数制动器效能因数，表示制动器的效能，其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构形式的制动器的效能领蹄：=0.6486从蹄：=0.5581则 BF=+=1.20674.2.1.2 同一制动器各蹄产生的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系，其计算公式如下对于增势蹄： 其中： 为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。 =182.63对于减势蹄： 式中： 为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。 =179.35增势蹄的制动力矩 =减势蹄的制动力矩制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 液压驱动的制动器由于，故所需的张开力为P=1882.83 计算蹄式制动器必须检查蹄有无自锁的可能。蹄式制动器的自锁条件为即式 成立，则不会自锁。故此蹄式制动器不会自锁。4.2.2 盘式制动器制动力矩计算现假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩计算公式为 式中：单个制动器的制动力矩=317964.84 摩擦系数 单侧制动块对制动盘的压紧力 R作用半径 （摩擦衬块的作用半径R=125mm）盘式制动器单侧制动块对制动盘的压紧力为4.3驻车制动的制动力矩计算通过受力分析，可以得出汽车在上、下坡停驻时的后桥附着力分别为：上坡 下坡 汽车停驻的最大坡度可根据后轴上的附着力与制动力相等求得： 满载：上坡 下坡 空载：上坡 下坡 满载时，上下坡后桥附着力为： 上坡 下坡 空载时，上下坡后桥附着力分别为： 上坡 下坡 4.4 制动衬片的耐磨性计算摩擦衬片（块）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的一部分转变为热能耗散的过程。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能的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器的温度升高，此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，摩擦衬片（块）的磨损越严重。制动器的能量负荷以其比能量耗散率作为评价指标。它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能连。单位为。 双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为 前轮 后轮 式中：汽车总质量，kg； 汽车回转质量转换系数；、制动初速度和减速度，m/s；J制动减速度m/s2；t制动时间，s；、前后制动衬片（块）的摩擦面积,mm2；制动力分配系数双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为：前轮 后轮 在紧急制动到停车的情况下，=0，并可认为=1，速度，故 据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8w/为宜，盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0, 计算时取减速度j=0.6g。磨损特性指标也可用衬片（块）的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。越大，则磨损越严重。前轮 后轮 式中：单个制动器的制动力矩，Nm；R制动鼓半径（或衬块平均半径），mm；A单个制动器的衬片（块）摩擦面积mm2前轮后轮4.5制动距离的计算 分析制动距离是，需要对制动距离过程有一个全面的了解。图4.1是驾驶员在接受紧急制动信号后，制动踏板力、汽车制动减速度与制动时间的关系曲线。图4.1汽车制动过程 驾驶员接到紧急停车信号时，并没有立即行动,而要经过1后才意识到应进行紧急制动，并移动右脚，再经过1后才踩着制动踏板。从a点到b点所经过的时间称为驾驶员反映时间。这段时间一般为0.31.0s。在b点以后，随着驾驶员踩踏板的动作，踏板力迅速增大，至d点到达最大值。不过由于制动蹄是由回位弹簧拉着，蹄片与制动鼓间存在间隙，所以要经过2，即至c点，地面制动力才起作用，使汽车开始产生减速度。由c点到e点是制动器制动力增长过程所需的时间。总称为制动器的作用时间。制动器作用时间一方面取决于驾驶员踩踏板的速度，另外更重要的是受制动系统结构形式的影响。一般在0.20.9s之间。由e到f为持续制动时间，其减速度基本不变。到f点式驾驶员松开踏板，但制动力的消除还需要一段时间，一般在0.21.0s之间。从制动的全过程来看，总共包括驾驶员见到信号后作出行动反映、制动器起作用、持续制动和放松制动器四个阶段。一般所指制动距离是开始踩着制动踏板到完全停车的距离。故总的制动距离为式中： 取0.85故总的制动距离为=18.5m22m因此本设计满足GB7258-2004机动车运行安全技术条件关于制动距离的规定。 从式中可以看出，决定汽车制动距离的主要因素是：制动器起作用的时间、最大制动减速度即附着力以及起始制动车速。附着力越大、起始制动车速越低，制动距离越短。4.6 本章小结本章对制动器的设计进行了计算，首先分析了制动器摩擦面的压力分布规律，并分别计算了鼓式制动器和盘式制动器的制动力矩，同时计算了驻车制动时所需的制动力矩，然后对摩擦衬片的耐磨性进行了计算，最后计算了制动距离，以确保其符合相关法规的要求。第5章 液压制动驱动机构的设计计算制动驱动机构用于将驾驶员或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制动力矩。5.1 制动驱动机构的形式制动驱动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。通过对各种驱动机构不同形式优缺点的比较，本设计采用真空助力的伺服驱动机构。伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可由人力驱动液压系统产生一定的制动力。都广泛采用伺服制动。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度（负压，一般可达0.050.07M）作动力源。按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。助力式伺服制动系如图2.1所示，伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵，因此又称为直动式伺服制动系。司机通过踏板直接控制伺服动力的大小，并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称为真空助力器。5.2 分路系统为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多个互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路进行制动。双轴汽车的双回路制动系统有II型、X型、HI型、LL型和HH型。其中，II型回路的布置较为简单，可与传统的单轮缸（或单制动气室）鼓式制动器配合使用，成本较低。目前在各类汽车上应用广泛。X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。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。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时车轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。所以，具有这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值，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。HI、HH、LL型结构都比较复杂。所以本设计经过对比，采用II型回路。5.3 液压制动驱动机构的设计计算 为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。5.3.1 制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关系为 d= （5.1）其中：，N； p制动管路压力，Mpa。制动管路液压在制动时一般不超过1012 M，对盘式制动器可再取高些。压力越高，轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。得：前轮缸直径17.6，根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为17.5mm;将半径带入式（5.1）中计算得管路压力为 =17.62后轮缸直径d2=18.3，取为19mm，将半径带入式（5.1）计算的管路压力为=6.64 Mpa压力比为制动力分配调节装置选用惯性比例阀GPF-1，其要求压力比为。5.3.2 制动主缸直径d0的确定第i个轮缸的工作容积为 （5.2）其中：第i个轮缸活塞的直径，mm； n轮缸中的活塞数目 第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.02.5mm。盘式：d = 17.5mm ，n=1，得= 2 17.52=961.625mm3鼓式：d = 19mm ,n=1, 得= 1922=1133.54 mm3全部轮缸的总工作容积: V = 2（V1 + V2 ）= 2x(961.625 + 1133.54) =4190.33mm3所有轮缸的工作容积为，式中m为轮缸数目10。v0=1.1v在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 V0=1.3V=1.3x4190.33=5447.42主缸活塞行程和活塞直径为 （5.3）一般=0.81.2，本设计取得：，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：19，22，26，28，32，35，38, 40, 45。根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取为19mm