毕业论文—柴油动力SUV汽车车架与制动系统设计

1、第一章前言自1886年第一辆汽车产生以来，汽车工业从无到冇，迅速发展，产量大 幅度的增加，技术月新日异。汽车的种类也不断的增多，功能也在不断增加, 其性能得到不断的提高，suv汽车就是在这样的形势产生的。suv是英文 sports utility vehicles的缩写，中文意思是运动型多用途汽车，它既具 备中高档轿车的舒适性外，还要有更高的越野性和安全性，并有运动感，便 于日常生活、外出旅行和野外休闲。因此，suv汽车车架和制动系统的性能 要求就会更高些，以适应其特点的要求。车辆的主要的总成，部件等都安装在牟架上，车架是个重要的承载总成, 它还承受各机构产生的反作用力和行驶中的动载荷，因此，

2、车架的设计要求 冇高的强度和刚度，尽量结构简单，轻量化。制动系统性能的好坏直接影响 汽车的安全制动，所以设计吋要尽量提高其制动器的制动性能，以保证汽车 制动的安全性。本次设计的主要任务是设计柴油动力的suv汽车的车架和制动系统的设 计，通过对汽车车架和制动系的结构分析，和参数的选择，最终确定其布置 设计方案。车架设计部分，重点对车架的结构形式进行分析，选择车架形式，初选其主 要的结构尺寸，然后根据车架在实际的运行过程中的受力状况进行强度和刚 度校核，最终确定其结构尺寸。同样制动系统的设计本着结构设计简单，经 济使用的原则，其行车制动选择前轮盘式制动器和后轮鼓式制动器的前盘后 鼓式制动，驻.午.

3、制动采用结构简单的机械式后轮驻车制动。在设计的过程中，我得到李老师和同学们的帮助，并且参考了不少的专 业书籍和行业杂志和标准，在此一并感谢。由于汽车车架和制动系统的设计涉及到机械，液压，焊接等多学科的知 识，而本人由于能力有限，在设计的过程中，难免会冇不少疏漏，不足之处, 敬请各位老师，同学指正。第二章 车架设计§2.1概述牟架是汽车的装配基体和承载基体，其功用是支撑连接汽车的各总成或 零部件，将它组成一完整的汽车。同时，车架还承受来自车内外的各种载荷。为了车架完成上述功能，通常对车架有如下要求：（1）要求有足够的强度，保证在各个复杂受力的情况下车架不受破坏。 要求有足够的疲劳强度以

4、保证其有足够的可靠性与寿命，纵梁等主要零件在 使用期内不应有严重的变形和开列。（2）要求有足够的弯曲强度。保证汽车在各个受力复杂的使用条件下， 安装在车架上的各总成不致因为车架的变形而早期损坏或失去正常的工作能 力。.午漿的最大弯曲烧度通常应不大于lomin。（3）要求有适当的扭转刚度。当汽车行驶于不平路面吋，为了保证汽车 对路面不平度的适应性，提高汽车的平顺性和通过能力，要求车架具冇合适 的扭转刚度。但午架扭转刚度不宜过大，否则使车架和悬架系统的载荷增大 并使汽车轮胎的接地性变差，使通过性变坏。通常在使用中其轴间的扭角约 为 r /mo（4）要求尽量减轻质量。保证强度，刚度的前提下，车架的自

5、身质量应 尽可能的小，以减小整车质量，因此，车架应按等强度的原则进行设计。通 常要求车架的质量应小于整车整备质量的10%。从被动安全性考虑，乘用车 车架应具冇易于吸收撞击能量的特点。此外，车架设计吋还应该考虑车型系 列化及改装车等方面的要求。§2.2车架的结构设计§2. 2. 1车架的结构型式根据纵梁的结构的特点，车架可分为以下几种结构型式：（一）周边式车架该车架的目的主要是尽可能的降低地板的高度，这种车架前后两端纵梁 收缩，中部纵梁加宽，前端宽度取决于前轮的最大转向角，后端的宽度取决 于后轮距，中部的宽度取决于车门门槛梁的内壁宽。这种车架的最大的特点 是：前后狭窄端系通过

6、所谓的缓冲臂或抗扭盒与中部纵梁焊接相连，前缓冲 臂位于前围板下部倾斜踏板前方，后缓冲臂位于后座下方。由于它是一种曲 柄式结构，容许缓冲臂具有一定程度的弹性变形，它可以吸收来自不平路面 的冲击和降低车内的噪音。其缺点：结构复杂而且成本较高。所以周边式车 架广泛用于中高级以上轿车。（二）x型车架由于车架的中部为汽车纵向对称平面上的一根矩形断面的空心脊梁，其 前后端焊以叉型梁，形成俯视阁上的x形状。其目的可以提高车架的抗扭刚 度。但是地板中间的凸包拱起太大，影响后座乘客搁脚，此外由于制造工艺 较复杂，所以用的并不太广。（三）梯形车架又称边两式车架，是由两根互相平行的纵梁和若干根横梁组成。其弯曲 刚度

7、较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和转矩。其优点是便于安 装车身，车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，因此被广泛的用在 载货汽车，越野汽车，待种车辆等车上。该车架宽度有三种形式：（1）前窄后宽对前轮转向和转向拉杆留出足够的空间，往往采用这种型式（2）前宽后窄由于重型货车车辆后轴载荷大，轮胎和钢板弹簧都加宽，同时又有安装 尺寸大的发动机，所以只好减少前轮的转向角，使车架成为前宽后窄的形式。（3）前后等宽只耍总布置允许，应尽量采用这种方法，因为在冲压不等宽的纵梁时， 容易在转折处的上下冀面上产生“波纹区”引起引力集中致使早期出现裂纹 或断裂。同时，前后等宽车架制造工艺简单。（四）脊梁式

8、车架脊梁式车架有一根位于汽车左右对称中心的大端面管形梁和某些悬仲托 架构成，犹如一根脊梁。管梁将动力-传动轴从其中间通过，故采用这种结构 时驱动桥必须是断幵式的并与独立悬架相匹配。与其它类型车架相比较，其 扭转刚度最大。容许车轮有较大的跳动空间，使汽车有较好的平顺性和通过 性。但车架的制造工艺复杂，维修不便，近应用于某些对平顺性，通过性要 求较高的汽车上。（五）桁架式车架又称空间车架，这种立体结构式的车架由钢管组合焊接而成，兼有车架 和车身的作用。它刚度大，质量轻，但制造工艺性差。本次设计的是suv汽车的车架，根据suv汽车的特点，由以上车架型式 的分析，应力求结构简单制造容易，各总成安装方便

9、，可选用前窄后宽的结 构型式。§2. 2. 2车架的结构设计（一）纵梁的结构纵梁是车架的主要承载元件，也是车架中最大的加工件，其形状力求简 单。其长度大体与总车长度相当，车架总长4400mm。本车架设计选择了扭转 刚度较大、横截而高度相对较小的上、下翼而和腹板均为平直的等直环形截 面纵梁（非标型钢）。（二）横梁的结构横梁将左右纵梁联在一起，构成一完整的车架，并保证车架有足够的扭 转刚度，限制其变形和降低某些部位的应力。横梁还起着支撑某些总成的作 用。因此.车架横梁的布置及结构型式.首先必须满足整牟兑布置的要求。汽车的车架的横梁分布与冇关总成，车身的支撑位置等冇关，本设计的 前横梁用作

10、水箱和散热风扇的支撑。在车架中段则配置了抗弯截面模量较小 却便于支承发动机和变速器及传动轴'后钢板弹簧前、后支座并抵抗一者对车 漿纵梁所产生的较人局部扭转力矩，则分别设置了圆形断面的后钢板弹簧前 支座横梁（即第五横梁）和后钢板弹簧后支座横梁（即第六横梁）此外，本车 漿尾部还设置了槽形断而的尾横梁（即第七横梁）。（三横梁与纵梁的连接选择横梁的断面形状吋既要考虑其受载情况又要考虑其支撑总成的支撑 方便封闭断面梁和管梁的扭转刚度大，宜用于需要加强扭转刚度处。正确选择和合理的设计横梁和纵梁的节点结构是横梁设计的重要问题.常见横梁与纵梁的连接方式有以下几种形式：（见阁2-1）1. 纵梁 2连接板

11、 3.横粱图2-1 横梁与纵梁的联接（1）横梁和上下翼缘相连接（阁2-la）该种连接方式优点是利于提高纵梁的抗扭刚度。缺点是当车架产生较大 扭转变形时，纵梁上下翼面应力将大幅度增加，易引起纵梁上下翼面的早期 损坏。由于车架前后两端扭转变形较小，因此本车架前后两端采用了该种连 接方式为了提高纵梁的扭转刚度采用了纵向连接尺寸较大的连接板。（2）横梁和纵梁的腹板相连接（阁2-lb）横梁仅阀定在腹板上，这种连接形式连接刚度较差，允许截面产生自由跷 曲，可以在车架下翼面变形较大区域采用，以避免纵梁上下翼面早期损坏。 本车架中部变形较大，因此在中部的两个横梁采用该种连接方式。（3）横梁同时和纵梁的任意翼缘

12、以及腹板相连接（阁2-lc）横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，此种连接方式兼有以上两种 方式连接的特点，但作用在纵梁上的力直接传递到横梁上，对横梁的强度要 求较高。由于该车平衡悬架的推力杆与平衡悬架支架上的两根横梁连接，因 此，这两根横梁与纵梁共同承受平衡悬架传递过来的垂直力（反）和纵向力（牵 引力、制动力）。（四横梁在纵梁上的固定方法横梁在纵梁上的阀定可分为铆接，焊接和螺栓连接等几种方法。铆接的 成本低，适合大量生产，在此情况下横梁的弯曲刚度取决于铆钉的数量及其布置。焊接能保证有很高的弯曲刚度，且连接牢固，不致有松动危险，但耍求 较高的焊接质量，合理的焊接夹具，适用于小批量生产和闭口截面

13、车架。螺栓连接主要采用在某些为了适应各种特殊使用条件的汽车车架上，以 使装在车架上的某些部件得以互换或拆卸。其缺点在长期的使用中，容易松为了降低成本和适于批量生产，本车架纵梁和横梁的连接方式采用焊 接。（五）加强板的布置车架中部（即从前悬后支架到平衡悬架支架之间）所受弯曲、扭曲最大， 而且还是水平方向弯曲最大的部位。因此在这一区域应加加强板，考虑到零 件的工艺性，采用了 1形的加强板，由于下翼板所受弯曲应力较大，因此，1.板紧贴下翼板，为了避免下翼板由于钻孔而导致抗弯强度下降，除与后加 强板重叠部位，该加强板主要与腹板连接。加架后部由于平衡悬架为一点支撑阀定在车架纵梁上，因而纵梁在平衡 悬架支

14、架处受很大支撑反力。为了保证该区域抗弯强度和扭转刚度以及阀定 悬架支撑，在这里布置了两块既是加强板又是横梁连接板的纵梁加强板。上 部为1“形加强板，阀定在纵梁内部紧贴上翼板；下部为平面加强板，阀定在 纵梁外部紧贴下翼板。加强板端头形状与应力集中在纵梁上加上加强板，加强板端头区域车架容易产生集中应力。为了降 低应力集中，加强板端头形状有三种设计方式，见阁2-2:§2. 3车架的制造工艺及材料本车架的组装采用焊接连接，所以设计时应注意对嬋接规范，焊缝布置 及焊接顺序的选择，为保证车架的装配尺寸，组装时必须有可靠的定位和夹 紧，特别应保证有关总成在车架上的定位尺寸及支承点的相对位置精度。车

15、架材料应具有足够的屈服极限和疲劳极限，低的应力集中敏感性，良 好的冷冲压性和焊接性能低碳和中碳低合金钢能满足这些要求。车架材料与 所选定的制造工艺密切相关。拉仲尺寸较大或形状复杂的冲压件需要采用冲 压性能好的低碳钢或低碳合金钢08、09mnl、09mnrel等钢板制造;拉伸尺寸 不大，形状有不复杂的冲压件常采用强度稍高的20、25、46mnl、09sivl、 lotil等钢板制造。强度更高的钢板在冷冲的易开裂且冲压回弹较大，鼓不 宜采用。有的重型货车、自卸车、越野车为了提高车架强度，减小质量而采 用中碳合金钢板热压成型，在经过热处理，例如采用30ti钢板的纵梁经正火 后抗拉强度既由450mpa

16、 (hb156)提高到480620mpa (hb170)。用30ti钢 板制造纵横梁也棵采用冷冲压工艺。钢板经冷冲压成型后，其疲劳强度降低，静强度提高，延仲率较小的材 料的降低幅度更大，常用车架材料在冲压成型后的疲劳强度为140160mpa。货车根据其装载质量的不同轻、中、重货车虫牙纵梁的钢板厚度为5.0 7.0mm,重型货车冲压纵梁的钢板厚度为7.09. 0mm，槽型钢断面纵梁上、 下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的35%40%。车架的纵横梁和其它3零件制造，多采用钢板的冷冲压工艺在大型压力 机上冲孔及形成；也有采用槽钢、工字钢、管料等型材料制造的，货车车架 的组装多采用冷铆工艺，必需时也

17、可采用特制的放松螺栓联接，为了保证车 架的装配尺寸，组装时必须有可靠的定位和夹紧，特别应保证有关总成在车 架声的定位尺寸及支承点的相对位置精度。我国汽车行业多用16mnl作为车架的纵、横梁板材，这种低碳合金钢热 扎锰钢板的屈服极限和强度极限都比普通碳素钢结构钢高得多，能保证车架 在恶劣条件下可靠地工作。对于形状复杂或要求深度压延的横梁可采用普通 碳素钢。用16mnl或碳素钢制造的车架均不进行热处理。所以，本车架纵横梁均采用16mnlo§2.4车架的计算§2.4.1车架的受载分析汽车的使用条件复杂，其受力情况也十分复杂，随着汽车使用条件的变 化，车架上的载荷变化也很大。车架的

18、载荷大致可以分为以下几种：1，静载荷静载荷是指汽车静止时，车架所承受的悬架弹簧以上部分载荷，它包括: 车架质量，车身质量。安装在车架上的各总成与附属的质量以及有效载荷(乘 客或货物的总质量）的总和。2, 对称的垂直动载荷这种载荷是当汽车在平坦的道路上以较高车速行驶时产生的。其大小与 作用在车架上的静载荷及其分部有关，还取决于静载荷作用处的垂直振动加 速度大小，路面的反作用力使车架承受对称垂直动载荷。这种载荷使车架产 生弯曲变形。3，斜对称的动载荷这种载荷是当汽车在崎岖不平的道路上行驶时产生的。此时汽车的前后 几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一同歪斜，其大小与路 面不平的程度以及车

19、身，车架和悬架的刚度有关。这种动载荷会使车架产生 扭转变形。4,其他载荷汽车转弯行驶时，离心力将使汽车受到侧向力的作用：汽车加速或制动 时，惯性力会导致车架前后部载荷的重新分配；当一前轮正面撩在路面凸包 上时，将使车架产生水平方向的剪切变形；安装在车架上的各总成（如发动 机，转向摇臂及减震器）工作时所产生的力；由于载荷作用线不通过纵梁截 面的弯曲中心（如油箱，备胎和悬架等）而使纵梁产生附加的局部转矩。综上所述，汽车车架实际上受到空间力系的作用，受载情况错综复杂， 而车架纵梁与横梁的截面形状和接合特点又是多样的，这样使得汽车的车架 受载更为复杂化。§2.4.2车架的设计计算车架是一个复

20、杂的薄壁桐架结构，在车架设计的初期阶段，可对车架纵 梁进行简化的弯曲强度计算，以次来确定车架的断面尺寸。下面进行车架的 简化计算：1,弯曲强度计算的基本假设（1）因为车架的左右是对称的，左右的纵梁受力相差不大，故认为纵梁 是支撑在汽车前后轴上的简支梁。（2）空车吋的簧上质量（包括车架质量在内）均匀的分布在左右二纵 梁的全长上，其值可以根据汽车底盘结构的统计数据大致计算。一般对于轻 型和中型载货汽午来说，簧上质量约为空车质量的2/3；汽车的有效载荷均匀的分布在车厢全长上。(3) 所有的作用力均通过纵梁截面的弯曲中心。实际上，纵梁的某些部 位会由于安装外仲部件而产生局部扭转，在设计时通常在此安装一

21、根横梁， 使得这种对纵梁的扭转变为对横梁的弯矩。故这种假定不会造成明显的计算 误差。通过上述假设，将车架由一个静不定的平面框架结构，简化成为一个位 于支座上的静定结构。§2.4.3纵梁的弯矩计算要计算车架纵梁的弯矩，先计算车架的前后支反作用力。f' = ms (£ - 2b) + me (c - 2c2)(2-1)式中：前轮中心支座对任意纵梁(左纵梁或右纵梁)的反作用力，n; 纵梁总长，mm;i汽车的轴距，mm;b纵梁后端到后轴之间的距离，mm;2g重力加速度，9. 8mp ；p.cc1:c2x(tleqmsg11! t t tt t t 1t 1ti t t 1t

22、 1t，f t 1tt 1r t 1u 1f 111111.a j11jlbfilf?图2-3车架上的载荷的均布情况 c2-车湘后端到后轴之间的距离，mm;%空车吋的簧上质量(含车架自身的重量)，kg;%汽车的装载质量，kg;c车厢总长，mm。=4400mm, =2760mm, &=940min, c=2725mm, 2=94()01111,=1133.3 kg, %=625 kg, ci = 1785mmo 将上述值代入式(2-1),9.84x27601133.3 x (4400 一 2 x 940) + 625 x (2725 一 2 x 940)=3004.02n在计算纵梁弯矩时

23、，将总量分成两段区域，每一区段的均部载荷可简化 为作用于区段中点的集中力。纵梁各端面上的弯矩计算采用弯矩差法，可使 计算工作量大大减少。弯矩差法认为：纵梁上某一端面上的弯矩为该端面之 前所有力对这点的转矩之和。(1) 驾驶室长度段纵梁的弯矩计算在该段内，根据弯矩差法，则有：m = f, xx-(a + x)2(2 2)a | 4l式中.-纵梁上某一截而的弯矩，mm;x 截面到前轮中心的距离，mm; a -车架纵梁前端到前轮中心的距离，mm。贝 ljmx = 3004.02 xx-0.63 x (700 + x)2(2) 驾驶室后端到后轴段纵梁弯矩的计算mx4c在该区段内，根据弯矩差法，纵梁某一

24、断面的弯矩为：(2-3)式中：纵梁某一截面的弯矩，nmm;x截面到前轮中心的距离，mm;c>车厢前端到后轮屮心的距离，nun。则=3214.02%-1.19x2 -223650纵梁某一断面上的剪力为该断面之前所有力的和。q, = mm qa (x +“)一一c(/ %)2l2c(2-4)式中：qx纵梁某段面上的剪力，n。则gv=3217. 922. 384x由上可知，纵梁的最大弯矩一定发生在该段纵梁内。其位置可采用求对夂 求导数并令其力零的办法得到。(2-5)_ 2clf - acmsg - l(/- c, )megcmsg - lmeg得x=1350. 43mm由上式求得纵梁发生最大弯

25、矩的位置，将x=1350. 43mm代入弯矩计算公式，则可求得总量受到的最大弯矩似_。minaxl = 1407852nmm mniax2 = 1946502nmm所以其最大弯矩为mnm = 1946502nmm。纵梁受到的最大的剪力则发生在汽车后轴附近。当i = /=2760mm吋，剪应力最大，其最大剪应力为2max为m pmf, -+ -cc,2l2c(2-6)则e眶=-3368.998n以上是仅考虑汽车静载工况下，总量断面弯矩和剪力的计算。实际上， 汽车行驶时还受到各种动载荷的作用。因此，汽车行驶时实际受到的最大弯 矩m,max和最大剪力2</max为mdm,nkdmnxax(2-

26、7)2山服=吨/似眶(2一8)式中心动载系数，对于轿车，客车心= 1.75,载货汽车心=2. 5,越野汽车心=3.0。疲劳安全系数1.40。即为m .= 1.40x3.0xl9465027vmm = 817508.4jvmmj max2z = 1.40x3.0x3368.998 = 14149.797v d max§2.4.4纵梁的抗弯截面系数的计算车架的纵梁和横梁截面系数w按材料力学的方法计算。 对于环矩形截面，(2-9)bh3-bh36h其中：b,矩形环断面外宽，50mm； h,矩形环断面外高，120mm； b,矩形环断面内宽，40mm； h,矩形环断面内高，110mm；所以bh

27、3 -bh3 w =6h50x1203 -40x11036x120=46055.56(mm4)§2.4.5弯曲应力计算纵梁断面的最大弯曲应力f为a= jmax(2-10)w8175308.446055.56= 177.5 ( n/ mm2)按上式求得的弯矩应力不应大于材料的许用应力5.许用应力可按下式计 算：|cr| =(2-11)式中材料的屈服极限，对于16m，材料，=340360m& ;h安全系数，一般安全系数取1. 151.40。则得c = 350/1.4 = 250(n/mm2)则有。彡。;所以，该牟架的弯曲强度可靠。即可确定其截面尺寸。§2.4.6车架的刚

28、度校核为保证车辆及其各总成，装置能正常可靠的工作，汽车车架纵梁在其全 长的范围内的垂直弯曲变形量，必须满足相应的刚度耍求：夕醒=(/3/)<yl = 8.5xl02，式中：纵梁前，后支承中心处承受1000n集中载荷时的最大垂直侥度，cm;1汽车的轴距，m;/纵梁截而的惯性矩，cm4。本车架纵梁截面的惯性矩为：r bh3 -bh3 i =1250xl203 -40xll0312276.333(cm4)ym.,x «= 7.61 x 10_2cm<y = 8.5x io-2cmmax 276.33所以，车架的纵梁的刚度足够。§2.5车架实验车架的实验内容包括：应力测

29、定、刚度测定、可靠性测定与耐久性台架 试验、随整车进行的可靠性道路试验或试车场试验以及使用实验等。1、车架的应力测定对车架的应力测定可较快的得出其应力分布情况，找出薄弱环节和产生 的原因以及改进后的效果。除了耍进行静弯曲和静扭转的应力测定外，还以 整车在道路模拟实验台上、试车场以及在使用条件下进行动应力测定。这对 车架的设计定型很有指导作用。2、车架的刚度测定包括对车架的弯曲刚度及扭转刚度进行测定。测定车架的弯曲刚度时，是在前后轴处设置刚性支承并模拟实际负荷情 况加载。测定车架的扭转刚度时应注意车架在实验台上的紧同情况，以避免实验 装置对其刚度产生影响。3、可靠性与耐久性能台架试验包括车架弯曲

30、疲劳试验和扭转疲劳试验。等副疲劳试验台是较为简单的 实验装置，有机械式，液压式，和激振式的，常用作进行车架对比实验。程 控疲劳试验台能更好地模拟车架在实际使用中的载荷状况。后者也常用于整 车状态下的疲劳试验。4、随整车进行的可靠性道路试验或试车场实验以及使用实验让满载的汽车行驶于试车场的专门路段上来进行车架的疲劳试验和扭转疲劳试验。第三章制动系统设计§3.1概述-x制动系的组成制动系是汽车的一个重要组成部分，由它来制约汽车的运动，它直接影 响汽午的安全性。制动系是由制动器和制动驱动机构组成。制动装置可分为行车，驻车，应急，辅助制动4种装置。制动系至少有 两套独立稳定的制动装置，即行车

31、制动装置和驻车制动装置。行午制动装置使行驶的汽车减速或停车，并且使汽车在下坡吋保持是适 当的稳定车速。其驱动机构常采用双冋路或多冋路结构，保证工作可靠。驻车制动装置用于汽车可靠的停在原地，它有助于汽车在坡路上起步。 其驱动机构常采用机械式，而不用气压或液压驱动机构，避免产生故障。应急制动装置用于行车驻动装置发生意外故障失效时，利用机械源控制 的应急制动装置实现汽车制动，同时在人力的控制下它还能兼做驻.午制动装 置。辅助制动装置通过装设缓速器等辅助制动，实现汽车下长坡吋，保持稳 定车速的作用，减轻或解除行车制动装置的负荷。本次设计主要采用了行车制动装置和驻车制动装置两套装置。二、制动系的基本功用

32、（1）使汽车迅速减速直至停车；（2）使汽车在下长坡时保持稳定的车速；（3）使汽车可靠的停在原地（包括坡路上）。三、制动系的设计要求1、足够的制动力。制动力包括行车制动能力和驻坡制动能力。行车制 动能力是用一定制动初速度或最大制动踏板力下的制动减速度和制动距离两 项指标评定。驻坡制动能力是汽车在良好的路面上能可靠停驻的最大坡度。 一般不小于20%。2、可靠性好。制动系各零部件工作可靠。汽车至少有行车和驻车制动 两套制动装置，行车制动装置至少有两套独立的制动驱动管路。其中一条管 路失效时，另一条管路应保证制动能力不低于原规定制的30%。制动系应设 立必耍的安全设备和报警装置。3、制动操纵稳定性好。

33、汽车以任何速度制动都不应该丧失操作性和方 向稳定性。汽车前后轮制动力矩分配比例合适，最好能随各轴间载荷转移情 况变化而变化；同一轴上左右轮制动器的制动力矩应相同，避免制动时某一 车轮先抱死侧滑，造成汽车无法操纵，丧失方向稳定性，或甩尾，跑偏，甚 至掉头等危险情况。4、操纵轻便。要求制动踏板和手柄的位置和行程要符合人机工程学耍求， 要求操纵制动系所需耍的力不应过大。5、作用滞后时间短。作用滞后时间包括产生制动和解除制动的滞后时间， 要求滞后时间尽可能的短。6、制动热稳定性好。制动器摩擦片的抗热衰退能力耍高，受热恢复较快。7、制动水稳定性好。能防止水和污泥进入制动器表面，摩擦片浸水后恢 复摩擦系数

34、能力要好。8、减少公害。制动系及轮胎的工作噪音要低。制动衬片的材料在制造和 使用的过程中，尽量减少对环境的污染。§3. 2制动器的结构设计制动器按制动目的可以分为行车制动器，驻车制动器，应急制动器和辅 助制动器。制动器按制动对象分为车轮制动器和中央制动器，后者制动传动轴或变 速器输出轴。所有汽车都用车轮制动器作为行车制动器。制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后 小、易于连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来 做车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为 摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和

35、带式三种。带 式只用作中央制动器。以鼓式，盘式制动器应用最广泛。§3.2.1鼓式制动器-x鼓式制动器的结构分析鼓式制动器主要冇制动鼓，制动蹄，传力杠杆和驱动装置组成。带摩檫 片的制动蹄作为固定元件，大多采用两个蹄，并以铰支点的形式安装于鼓内，制动的过程中两个衬块都以90°130°的角度紧贴于制动轮表面上。制动器 工作时，摩擦所产生的热量大部分由制动鼓向外散出，为承受较大的热应力, 制动鼓应冇足够的质量。制动鼓在非工作状态，其摩檫片与制动鼓之间应冇 合适的间隙。制动蹄冇不同的张开装置：液压轮缸式，凸轮式，楔块式，还冇用气动 或电动方式作为制动蹄驱动装置。鼓式制动器按

36、蹄的属性可分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双 从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种，如图2 1所示。沿00图3-1 鼓式制动器示意图不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。 张开装置的形式与数量不同。制动吋两块蹄片之间有无相互作用。因蹄 片的固定支点和张开力位置不句，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不同。制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效 能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因 次指标。制动器效能因数的定义为，在制动鼓或制动盘的作用半径只上所得 到的摩擦力（mp/r）与输入力之比，即k=

37、mp/for式中，k为制动器效能因数；mp为制动器输出的制动力矩。制动器效能的稳定性是指其效能因数k对摩擦因数/的敏感性（dk / df）。 使用中f随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 f的变化敏感性较低。领从蹄式制动器的效能和稳定性都很适中。由于其前进倒车制动效能不 变，结构简单，制造成本，便于组成驻车制动机构，因此应用较为广泛。双领蹄式制动器正向效能较高，但反向时它变成双从蹄，效能大大降低。双向双领蹄式制动器在前进，倒车制动时性能不变，但用作后轮制动器 时，需另设中央制动器构成驻车制动器。双领蹄式和双向双领蹄式制动器中有两个轮缸，适用于双管路制动系， 但双缸制动器

38、因零件数目增多，造价增高，容易出现油液泄漏，油管破损现 象。双从蹄式制动器制动效能最低，但制动稳定性最好，除偶尔用于对稳定 性耍求很高的高级轿车上，一般不采用。增力式制动器的效能较其他形式大的多，不大的制动踏板力就能得到很 大的制动力矩，但其效能不太稳定，效能太高也易产生自锁。单向增力式制动器在倒车时制动效能大大降低，只有少数中轻型货车和 轿车用它做前轮制动器。双向增力式制动器正反向制动效能都很高，能产生大的驻车制动力矩。 它不用于紧急制动，因而不产生高温，也无热衰退的忧患，又可省去助力驱 动机构。二、鼓式制动器主要参数的初选1、制动鼓内径d输入力fo定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热

39、能力也越强。 但增大d（阁3-2）受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通 常耍求该间隙不小于20mm,否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后 可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚 度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于 保证制动鼓的加工精度。图3-2 鼓式制动器的主要参数制动鼓直径与轮辋直径之比d/dr,的范围如下 轿车：d / dr = 0.64 0.74 货车：d/dr=0.70 0.83 己知轮辋直径dr=405. 6画，则可得制动鼓内径d= ( 283.92336.48 ) mm,则取制动鼓的直径d=320mm

40、。2、摩擦衬片宽度b和包角p摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸 取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大， 不易加工，并且增加了成本。制动鼓半径r确定后，衬片的摩擦面积为 = 外。制动器各蹄衬片总的 摩擦面积zap越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨 损特性越好。试验表明，摩擦衬片包角卢：90°100°时，磨损最小，制动鼓温度最低, 且制动效能最高。p角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。 实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延仲衬片的两端以加大包角，对 减小单位压力的作用不大，而且将使制动

41、不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120°,所以取包角3=100°。对于（1.52.5v的乘用车来说，单个制动器总的衬片摩檫面积人为（150 250）。取 ap=200cm2.则可得b=72mm,查国标取得b=75mm03、摩擦衬片起始角凡一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令/?0=9o0-e /2。有吋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，以改善磨损均匀性 和制动效能。则札=90°-0 /2=90° -100° /2=40°。4、制动器中心到张开力fo作用线的距离e在保证轮缸或制动凸轮能够布置于

42、制动鼓内的条件下，应使距离e（阁3 一2）尽可能大，以提高制动效能。初步设计时可暂定e=0.8r左右。e=0. 8x 160=128mm,取e=125mm。5、制动蹄支承点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可 能小（阁32）。初步设计时，也可暂定a=0. 8r左右。 a=0. 8xl60=128mm,取c=30mmo§3.2.2盘式制动器一、盘式制动器的结构型式分析盘式制动器摩擦副中的旋转元件是圆盘形的制动盘，当带冇摩擦层的圆 盘或摩檫衬片沿轴向移动，一定压力压向制动盘吋，摩擦衬片与制动盘之间 产生摩擦力矩，实现盘式制动器制动。按摩擦副中固定

43、元件的结构不同，盘式制动器分为钳盘式和全盘式两类。钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接ii不能绕车轴 轴线旋转的制动钳中。全盘式制动器中摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘 摩擦表面全部接触，作用原理如同离合器，故又称离合器式制动器。全盘式 中用得较多的是多片全盘式制动器。多片全盘式制动器既可用作车轮制动器, 也可用作缓行器。钳盘式制动器按制动钳的结构不同，有以下几种。1、固定钳式制动钳固定不动，制动盘两侧均冇液压缸。制动时仅两侧液压缸中的制动块向盘面移动。这种形式也称为对置活塞式或浮动活塞式。2、浮动钳式(1) 滑动钳式 制动钳可以相对于制动盘做轴向滑动，其中只在制

44、动盘 的内侧置有液压缸，外侧的制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下 使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同阀定制动块压 向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。(2) 摆动钳式它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定于车轴上的支座 铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然, 制动块不可能全面均匀地磨损。为此，有必要将衬块预先做成楔形(摩擦面对 背面的倾斜角为6°左右)。浮动钳式只在一侧放置液压缸，另一侧的制动块装在紺体上，零件较小, 减少了跨越制动盘的汕路，可以减少液压缸，活寒等精密件，可以减少尺寸, 减轻质量，降低成本，制动液吸收制动

45、.盘的热量也减少。結构上的改进便于 同一组制动块兼作行车和驻车制动，简化了结构，使浮动紺盘式制动器的应 用越来越广泛。二、盘式制动器主要参数初选1、制动盘直径d制动盘直径d应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降 低制动紺的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制， 制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%79°%。总质量大于2t的汽车应取上 限。求得d= ( 283.92 320.424 ) mm,所以取d=320mm。2、制动盘厚度h制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动 盘厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。

46、制动盘 可以做成实心的，或者为了散热通风的需耍在制动盘中间铸出通风孔道。一 般实心制动盘厚度可取为1020画，通风式制动盘厚度取为2050mm,采用 较多的是2030mm。本设计所米用的是实心制动盘其厚度h=15mm。3、摩擦衬块外半径&与a半径&推荐摩擦衬块外半径&与内半径&的比值不大于1. 5。即iu.5。若 r'此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。取/?2 = 1551,代=125mmo4、制动衬块面积a对于盘式制动器衬块工作面积a,推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车 质量在1. 6

47、3. 5知/cm2范围内选用。由 21 = (1.6 3.5)，可得a= (83.04 181.64)cm2 8a取a=110cm2。§3.3制动器的设计计算制动器设计中需要的重要参量:汽车轴距：车轮滚动半径：汽车满载质量：汽车空载质量：满载时轴荷的分配：空载时轴荷的分配：满载吋质心高度：空载吋质心高度：质心距前轴的距离：质心距后轴的距离：=2760mm&=362 mmm«=2325kg«m«=1700kg前轴负荷45%，后轴负荷55% 前轴负荷55%，后轴负荷45%hg=680mmh=720mmii= 1518mm= 1242mm1242mm

48、&:l5i8mm§3.3.1制动力与制动力分配系数 一、制动力汽车制动时，如果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，则任一角速度的车轮，其力矩平衡方程为：tf - fbre 二 q(3-1)式中7> 一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;一一地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，有称 为地面制动力，其方向与汽车行驶的方向相反，n;车轮的有效半径，ni。则ff =(3-2)并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，因此乂称为制动器周缘力。&与地面制动力尽的方向和反，当车

49、轮角速度仍0吋，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏 板力即制动系的液压、或气压成正比。当加大踏板力以增大r7.时，厂,和&均 随之增大。但地面制动力么受着条件的限制，其值不可能大于附着力即或f b 醒=f” = fz(p(3-3)式中(p 一一轮胎与地面间的附着系数；fz地面对车轮的法向反力。制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并 在地面上滑移。此后制动力矩7；即表现为静摩擦力矩，而即成为与匕相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到必=0后，地面制 动力达到附着力值后就不在増大，而

50、制动器制动力f,由于踏板力的 增大使摩擦力矩7；±符大而继续上升。(图3-3所示)图3-3 制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地 面对前、后轴车轮的法向反力fz,，fz2为：g(3-4)(3-5)式中g 一汽车所受重力；i一一汽车轴距；/,一一汽车质心离前轴距离; 12汽车质心离后轴距离;汽车质心高度；gs力加速度； djdt汽车制动减速度。(3-6)(3-7)汽车总的地面制动力为fb =+ fb2 =gxdu /= gq式中：q制动强度，亦称比减速度或比制动力;fb”fb2前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 1

51、h c=(g-+fb 十(p = y(/2+ qh8)(pihc12 = (g 十-6 寸)(p = y(l-qhj(p<3-8)上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动吋，各轴附着 力即为极限制动力并非为常数，而是制动强度g或总制动力&的函数。当汽 车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车 轮制动器的制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现 的情况有三种，即：一、轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；二、后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；三、前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用最好。由上面的公式

52、可以求出在任何附着系数p的路面上，前后轮同吋抱死即前后 轴车轮附着力同时被充分利用的条件是：ff + fj.2 =+ fb2 = cpg(3 - q )ff'!ff2 = fr'/fb2= (/2 +%/%)/(/, ix/7j式中：前轴车轮得到的制动器制动力，ff = f8 =(pfzl:ff2后轴车轮得到的制动器制动力，ff2 = fb2 =(pfz2 ；fb' 前轴午轮的地面制动力；fb2 后轴车轮的地面制动力；fzpfz2±也面对前、后轴车轮的法向反力；/,/2汽车质心离前、后轴的距离g汽车重力；汽车质心高度。二、制动力分配系数前轮制动器制动力与汽车总

53、制动器制动力的比值称为汽车制动器 制动力分配系数，用符号p表示，/5 = ff/ff。于是后轮制动器的制动力 与汽车总制动器制动力的比值为=1-夕。则联和式(3-9),可得p=ffj ff = =12+<8 (3-10)/ pf + ff2 h + a _即可得：/3=l- + (p(3-11)卜i i§3.3.2同步附着系数为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中， 在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生 的最高减速度。分析表明，汽车在同步系数的路面上制动(前后轮同时抱 死)时，其制动减速度为人/<=狄=%¥，

54、即9 = %, q为制动强度。而在其他附着系数p的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度 q<(p，这表明只有在 = %的路面上，地面的附着条件才得到充分的利用。 国内有推荐满载时同步附着系数轿车取 >0.6;货车取 >0.5为宜。因为h j2+紙(3-12)p/2 p a仍a2760x0.622-1242680=0.698则得/?一/2(3-13)则由式(3-9)可得制动器制动力为:fp=9902. 44n f, =6001.48n§3.3.3前、后轮制动器制动力矩的确定为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制 动力矩。为此，首先选

55、定同步附着系数，并用下式计算前、后轮制动力矩 的比值(314)1242 + 0.698x680 二=1.651518-0.698x680式中，为前、后轮制动器的制动力矩；/p/2为汽车质心至前轴和后桥的距离；hg为汽车质心高度。所以 mu =ffxre = 9902.44x0.362 = 3584.68(7vm)mu2 = ff 2 x r, = 6001.48x0.362 = 2172.54(mn)由于本设计采用的是前盘后鼓式制动形式，所以对于前制动器来说有：rm = r'+r2 = 140mm，摩擦系数取 / = 0.4。则可得其单侧制动块对制动盘的压紧力为:2k3584.682x

56、0.4x140x10 一3=32oo6.o7(2v)对后制动器来说有：计算鼓式制动器制动器，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力 矩之间的关系。为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面 积，如阁34所示。它位于u角内，面积为brdu,其中b为摩擦衬片宽度。(3-15)由鼓作用在微元面积上的法向力为 df' = pbrdci = pmdxbrsinada同时，摩擦力fdfl产生的制动力矩为（f为摩擦因数，计算时取0.4） dm ' =dflfr1 f sin cula从6z到区段积分上式得到mpt = p眶z?/?2/（cos“ -cost/）（3-16）当法向压力均匀分布吋，df, = pfbrda，”（3-17）m叫=pjbr'-f（a -a ）从式（3-16）和式（3-17）能计算出不均匀系数为 a =（6z - a ）/（cos6f -cos6z ）从式（3-16）和式（3-17）能计算出制动力矩与压力之间的关系。但是，实际计算时还必须