柴油动力SUV汽车车架与制动系统设计概述42完美版

第一章前言自1886年第一辆汽车产生以来，汽车工业从无到有，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SportsUtilityVehicles 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，部件等都安装在车架上，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，车架的设计要求有高的强度和刚度，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，所以设计时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，驻车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，难免会有不少疏漏，不足之处，敬请各位老师，同学指正。第二章车架设计第二章车架设计§2.1概述车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。车架的最大弯曲挠度通常应不大于 10mm。（3） 要求有适当的扭转刚度。当汽车行驶于不平路面时，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，要求车架具有合适的扭转刚度。但车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1°/m。（4）要求尽量减轻质量。保证强度，刚度的前提下，车架的自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，乘用车车架应具有易于吸收撞击能量的特点。此外，车架设计时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，形成俯视图上的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，特种车辆等车上。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）前后等宽只要总布置允许，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伸托架构成，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开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，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.首先必须满足整车兑布置的要求。汽车的车架的横梁分布与有关总成，车身的支撑位置等有关，本设计的前横梁用作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架纵梁所产生的较大局部扭转力矩，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，本车架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时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

（见图2-1）1（见图2-1）1•纵梁Z连接板3*横梁图2-1 横梁与纵梁的联接（1）横梁和上下翼缘相连接（图2-1a）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（图 2-1b）横梁仅固定在腹板上，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以及腹板相连接（图 2-1c）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固定可分为铆接，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，但要求较高的焊接质量，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

动。动。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I形的加强板，由于下翼板所受弯曲应力较大，因此，I.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固定在车架纵梁上，因而纵梁在平衡悬架支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固定悬架支撑，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I“形加强板，固定在纵梁内部紧贴上翼板 ；下部为平面加强板，固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，见图 2-2:加强板端头连接方式（b）角型加强板端头连接方式（b）角型§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焊接规范，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。拉伸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、10TiL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(HB156)提高到480〜620MPa(HB17C)。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，延伸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 140〜160MPa。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 7.0〜9.0mm,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 16MnL。§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；当一前轮正面撞在路面凸包上时，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杂的薄壁框架结构，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）空车时的簧上质量（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车来说，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伸部件而产生局部扭转，在设计时通常在此安装一根横梁，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。R=g【ms(L—2b)me(C—2C2)] (2-1)4l式中：Fi--前轮中心支座对任意纵梁(左纵梁或右纵梁)的反作用力， N;L----纵梁总长，mml——汽车的轴距，mmb——纵梁后端到后轴之间的距离， mm2g 重力加速度，9.8m/s；图2-3图2-3车架上的载荷的均布情况C2----车厢后端到后轴之间的距离， mm;ms空车时的簧上质量(含车架自身的重量)，kg;mems空车时的簧上质量(含车架自身的重量)，kg;me 汽车的装载质量,kg;C——车厢总长，mmL=4400mm,丨=2760mm,b=940mm,C=2725mm,C2=940mm,IImms=1133.3kg, me=625kg, C1=1785mm将上述值代入式( 2-1),F19.842760F19.842760[11333(4400-2940) 625(2725-2940)在计算纵梁弯矩时，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：TOC\o"1-5"\h\zs 2Mx=F1x-(ax)24L式中：Ms-— 纵梁上某一截面的弯矩,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U Mx=3004.02x-0.63（700x）2（2）驾驶室后端到后轴段纵梁弯矩的计算在该区段内，根据弯矩差法，纵梁某一断面的弯矩为：' m- 2meg 2Mx朴页(aX)-芒C—]式中：Mx 纵梁某一截面的弯矩， Nmm;x 截面到前轮中心的距离， mm;C1——车厢前端到后轮中心的距离， mm则 M；-3214.02^1.19x^223650纵梁某一断面上的剪力为该断面之前所有力的和msg ,megQx二R-二(xa)-二[G-(1-x)]2L 2C式中：Qx----纵梁某段面上的剪力， No则 Qx=3217.92—2.384x(2-2)(2-3(2-2)(2-3)(2-4)(2-5)2CLF1-aCmsg-L(l-C1)me(2-5)Cmsg-Lmeg得x=1350.43mm由上式求得纵梁发生最大弯矩的位置，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 MmaxoMmax1=1407852NmmMmax2=1946502Nmm所以其最大弯矩为 Mmax=1946502Nmm纵梁受到的最大的剪力则发生在汽车后轴附近。当 x=l=2760mm时，剪应力最大，其最大剪应力为 Qmax为QmaxmsQmaxmsg二F1贡(a"sc(2-6)则 Qmax=-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Mdmax和最大剪力Qdmax为Mdmax=nkdMmax (2-7)Qdmax=nkdMmax (2-8)式中kd-----动载系数，对于轿车，客车 kd=1.75,载货汽车kd=2.5，越野汽车kd=3.0o疲劳安全系数nJ15".40。即为M 1.403.01946502Nmm=817508.4NmmdmaxQ 1.403.03368.998=14149.79Ndmax§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-bh(2-9)6H其中：B，矩形环断面外宽， 50mmH，矩形环断面外高，120mmb，矩形环断面内宽， 40mmh，矩形环断面内高，110mm所以BH3-bh3W6H501203-401103所以BH3-bh3W6H501203-4011036x120=46055.56(mm4)§2.4.5弯曲应力计算纵梁断面的最大弯曲应力 匚为dmax(2-10)8175308.4kJ— 46055.56=177.5(Nmm2)按上式求得的弯矩应力不应大于材料的许用应力［-］.许用应力可按下式计(2-11)式中二s-一材料的屈服极限，对于16MnL材料，6=340~360MPa；n-----安全系数，一般安全系数取 1.15~1.40。则得［二］=3501.4=250(N「mm2)则有二［二］；所以，该车架的弯曲强度可靠。即可确定其截面尺寸§2.4.6车架的刚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要求：TOC\o"1-5"\h\zymax：(13/1)订y］=8.5 10』cm式中：ymax-----纵梁前，后支承中心处承受 1000N集中载荷时的最大垂直挠度，cm;丨 汽车的轴距，m;I-----纵梁截面的惯性矩， cm4。本车架纵梁截面的惯性矩为 ：BH3-bh350120BH3-bh3501203-4011031212=276.333(cm4)2.76 2 2ymax 7.6110一cm_[y]=8.510_cm276.33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。除了要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固情况，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概述一、 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，它直接影响汽车的安全性。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，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置使行驶的汽车减速或停车，并且使汽车在下坡时保持是适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，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车制动装置。辅助制动装置通过装设缓速器等辅助制动，实现汽车下长坡时，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（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。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%。制动系应设立必要的安全设备和报警装置。3、制动操纵稳定性好。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要求，要求操纵制动系所需要的力不应过大。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要高，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鼓式制动器一、鼓式制动器的结构分析鼓式制动器主要有制动鼓，制动蹄，传力杠杆和驱动装置组成。带摩擦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,制动鼓应有足够的质量。制动鼓在非工作状态，其摩擦片与制动鼓之间应有合适的间隙。制动蹄有不同的张开装置：液压轮缸式，凸轮式，楔块式，还有用气动或电动方式作为制动蹄驱动装置。鼓式制动器按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。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： ①蹄片固定支点的数量和位置不同②张开装置的形式与数量不同。③制动时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同，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F。之比，即K=Mp/FoR式中，K为制动器效能因数； Mb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要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F。一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D（图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，通常要求该间隙不小于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 DKDr，的范围如下轿车：D/Dr=0.64~0.74货车：D/Dr=0.70~0.83已知轮辋直径Dr=405.6mm,则可得制动鼓内径D=(283.92~336.48)mn，则取制动鼓的直径D=320mm2、摩擦衬片宽度b和包角B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 Ap二Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积刀Ap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。B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，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于 120o,所以取包角B=100°。对于(1.5~2.5)t的乘用车来说，单个制动器总的衬片摩擦面积 Ap为(150~250)cm。取AP=200cm2.则可得b=72mm查国标取得b=75mm3、摩擦衬片起始角 1°一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令 -=90o-B/2。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，以改善磨损均匀性和制动效能。则 0=90o-9/2=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制动鼓内的条件下，应使距离 e(图3—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=0.8 160=128mm取e=125mm5、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(图3—2)。初步设计时，也可暂定 a=0.8R左右。a=0.8 160=128mm取c=30mm§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，当带有摩擦层的圆盘或摩擦衬片沿轴向移动，一定压力压向制动盘时，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， 装在与车轴连接且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，制动盘两侧均有液压缸。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固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。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钳体上， 零件较小，减少了跨越制动盘的油路，可以减少液压缸，活塞等精密件，可以减少尺寸，减轻质量，降低成本，制动液吸收制动盘的热量也减少。结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，使浮动钳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， 可以降低制动钳的夹紧力，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、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。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为 10—20mm通风式制动盘厚度取为 20〜50mm采用较多的是20—30mm本设计所采用的是实心制动盘其厚度 h=15mm、摩擦衬块外半径R2与内半径R推荐摩擦衬块外半径 R2与内半径R1的比值不大于1.5。即电乞1.5。若Ri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 触面积减少，最终导致制动力矩变化大。取 R2=155mm,Rl=125mm、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1.6〜3.5kg/cm2范围内选用。由m=(1.6~3.5),可得A=(83.04~181.64)cm28A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：满载时质心高度：空载时质心高度：质心距前轴的距离：质心距后轴的距离：§3.3.1制动力与制动力分配系数一、制动力l=2760mmre=362mmma=2325KgIma=1700Kg前轴负荷45%后轴负荷55%前轴负荷55%后轴负荷45%g=680mmIg=720mmIh=1518mml1=1242mmIJ=1242mm・=1518mm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 0的车轮，其力矩平衡方程为：「-"0(3-1)式中Tf――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有称FB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;

re 车轮的有效半径， m。则Ff丄 (3-2)re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，因此又称为制动器周缘力F力，因此又称为制动器周缘力Ff与地面制动力Fb的方向相反，当车轮角速度「.0时，大小亦相等，且Ft仅由制动器结构参数所决定。即 Ft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 Tf时，Ff和Fb均随之增大。但地面制动力 Fb受着条件的限制，其值不可能大于附着力 F，即FF=FzFBmax(3-3)FBmax式中 ‘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Ff和地面制动力Fb达到附着力F「值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 Tt即表现为静摩擦力矩，而 Ff二Tf/：即成为与-0后，地面制Ft由于踏板力Fp的Fb相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到-0后，地面制Ft由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tr增大而继续上升。(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 FZ1,FZ2为:Fzi(3-4FziG hg*、FZ2 （Il ） （3-5）I gdt式中G——汽车所受重力；I——汽车轴距；li 汽车质心离前轴距离；I2 汽车质心离后轴距离；hg――汽车质心高度；g——重力加速度；du/dt 汽车制动减速度。汽车总的地面制动力为Fb=FbiFb2=Gdu/gdt=Gq （3-6）式中:q——制动强度，亦称比减速度或比制动力；Fbi,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Fi=（G$Fb十）二岸⑴7hg） （3-7）F2十芈下”*（l1—qhg）「 （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时，各轴附着力即为极限制动力并非为常数，而是制动强度 q或总制动力Fb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。

轴车轮附着力同时被充分利用的条件是:式中：Ff1 Ff2-FB1■FB2=GFf1/Ff2二Fb1.Fb2=（l2 ：hg）/（h-：hg） （3-9）Ff1—前轴车轮得到的制动器制动力, Ff1=Fb1=Fz1；Ff2----后轴车轮得到的制动器制动力， Ff2二Fb2二「FZ2；Fb1 前轴车轮的地面制动力；Fb2 后轴车轮的地面制动力；Fz1,Fz2 地面对前、后轴车轮的法向反力；hi 汽车质心离前、后轴的距离由上面的公式可以求出在任何附着系数「的路面上，前后轮同时抱死即前后由上面的公式可以求出在任何附着系数「的路面上，前后轮同时抱死即前后G——汽车重力；hg――汽车质心高度、制动力分配系数前轮制动器制动力 Ff!与汽车总制动器制动力Ff的比值称为汽车制动器制动力分配系数，用符号1表示，［二FfJFf。于是后轮制动器的制动力 Ff?与汽车总制动器制动力Ff的比值为Ff2「Ff=1-一：。则联和式（3-9），可得:二FfiFf:二FfiFf二Ff!FfiFf212 hg 11- hg(3-10)即可得:(3-11)§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 ;：o的路面上制动（前后轮同时抱死）时，详细DWG图纸请加：三二③1爸爸五四0六

3231885406|男19岁兰7月13日（公同巨蟹座属虎hT曲命I由*©E|c9aOAJ椰子鞫与茅涎的空间全套资料低价拾元起其制动减速度为d.「a二qg二「°g，即q=,q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时的制动强度 q•；：•个，这表明只有在「二］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。F载时同步附着系数轿车取 %>0.6;货车取「°>0.5为宜。Ff1 1 12血Ff2If，Il~°hg力卩：因为(3-12)则得详细DWG图纸请③1爸爸五四0六3231885406|锤魁3男19^男19^土7月1汨（公囲巨蟹生■IT［惑耳E3g生0O帝10融窃爭椰子树与穿涯的空间全套资料低价拾元起hg(3-13hg二0.698力_2760況0.622—1242'0二0.698680则由式（3-9）可得制动器制动力为：Ff1=9902.44NFf2=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，首先选定同步附着系数 ':0，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值(3—14)M」1 (3—14)M12 h-0hg1242 0.6986801.651518-0.69868011」211」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M,二Ff1re=9902.440.362=3584.68(Nm)M上二Ff2re=6001.480.362=2172.54(Nm)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= _ =140mm ，摩擦系数取f=0.42则可得其单侧制动块对制动盘的压紧力为：M.12fRm3584.6820.414010’=32006.07(N)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，如图M.12fRm3584.6820.414010’=32006.07(N)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，如图3—4所示。它位于a角内，面积为bRda，其中b为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为dF1=pbRda二PmaxbRsinada(3-15)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.t^dFjfR2fsinada从a到a区段积分上式得到2'"M阳=PmaxbRf(cosa一cosa)当法向压力均匀分布时，(3-16)dF1二PfbRda(3-17)从式(3-16)和式(3-17)能计算出不均匀系数为.■:=(a-a).(cosa-cosa)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，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力 F。的关系。紧蹄产生的制动力矩 M41用下式表达Mjn^fFiRi (3-18)式中，F1为紧蹄的法向合力； R1为摩擦力fF1的作用半径(图3-5)o为计算随张开力Fo1而变的力F1，列出蹄上的力平衡方程式 ：IF01cosanFx-F^cos、v fsin、J=001 'x 1 (3-19)F01a-FxC fR1Ff=0式中，1为x1轴和力F1的作用线之间的夹角； Fx为支承反力在x1轴上的投影。解联立方程式(3—16)得到图3-4 制动力矩计算简图图3-5 图3-4 制动力矩计算简图(3-20)hF01(3-20)[c(cos、jfsin、J「fR1]F01fhR1[c(cos、1fsin、1)-fR1]=F01D1(3-21)F02=F01D1(3-21)F02fhR2[c(cos、2一fsin、2)fR2二F02D2(3-22)为计算1、-:2、及R、R2值，必须求法向力F及其分量，沿着相应的轴线作用有dFx和dFy力，它们的合力为dF(图3-4)o根据式(3-15)有aaaaFx二dFsina=pmaxbR(27「sin2a sin2a)4aaFy=dFcosa=pmaxbR(cos2a-cos2a).4a所以亠 r(cos2a-cos2a)、=artan[ " -(20-sin2a+sin2a)Fi=F根据式(3-16)和式(3-18)Fi=Fr_ 4R(cosa-cosa)(cos2a-cosa)2+(2P-sin2a+sin2a)式中R=160mm,a'=30.91°,a"=130.91°P=100°B0=40。代入可得R1=179.57mm0如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的 a和a角度不同，很显然两块蹄片的 S和R1值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即Mj—M111Mi.t^—F01D1F02D2用液力驱动时，F°1=F°2。又因为本设计的结构使得 R值是相同的，所以其所需的张开力为：F。MF。Mr M吃(D1D2)_2D103=3024.64(N)4179.57§3.4制动驱动机构及其设计计算制动驱动机构将来自驾驶员或其它力源的力传给制动器， 使之产生力矩制动驱动机构直接影响汽车使用的安全性，因此，制动驱动机构应工作可靠，反映灵敏，随动作用好，操纵轻便省力。§3.4.1制动驱动机构的形式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。1、简单制动系即人力制动，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为动力源。力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系和钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，故仅用于中小型汽车的制动装置中。液压式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（0.1〜0.3s）,工作压力高（可达10〜12mpa）,轮缸尺寸小，可布置在制动蹄内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，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。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及轻型以下的货车及部分中型货车上。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作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其行程间的反比例关系在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。气压制动系是动力制动器最常见的型式,由于可获得较大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之间的连接装置结构简单、连接和断开都很方便。气、液式制动系是动力制动系的另一种形式,即利用气压系统作为普通的液压制动系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。由于气压系统的管路短,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。3．伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其它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、中型客车、货车上得到广泛的应用。综上所述,故选用真空助力式伺服制动系统。§3.4.2分路系统

为了提高制动工作可靠性，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更多的互相独立的路，其中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式：02） 交叉（X）型，如图3—6b所示,轮制动器同属一个回路。前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车1） 一轴对一轴（II）型，如图3—6a02） 交叉（X）型，如图3—6b所示,轮制动器同属一个回路。前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车3） 一轴半对半轴（H1）型，如图3—6c所示，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一回路。4） 半轴一轮对半轴一轮（LL）型，如图3—6d所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。5）双半轴对双半轴（HH）型，如图3—6e所示。每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。I型的管路布置较为简单，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，目前在各类汽车特别是货车上用得最广泛。这种形式若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值（达20mm的汽车上。这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车稳定性。

总上所述，本设计一轴对一轴型管路系统§343液压驱动机构的设计与计算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 Fo与轮刚直径p的关系为d=..4F°/「卩制动管路压力不超过 10〜12mpa。取p=12mpa得di=52.6mm,d2=17.9mm又因为轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取，故取d1=54mm,d2=19mm2、 制动主缸的直径do的确定。第i个轮缸的工作容积为2,y=二'dj式中，di为第i个轮缸活塞的直径：n为轮缸中活塞的数目;活塞在完全制动时的行程。在初步设计时，对鼓式制动器可取 门=2〜2.5mm。所有轮缸的总工作容积为V八Vj式中，m为轮缸的数目。3所以V=12833.54mm制动主缸应有的工作容积为Vo二VV式中，V为制动软管的容积变形。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为Vo=1.1V （轿车）Vo=1.3V （货车）主缸活塞行程So和活塞直径do可用下确定2d和制动管路压力（3-23）i为第i个轮缸(3-24d和制动管路压力（3-23）i为第i个轮缸(3-24)般般so=(0.8~1.2)d。般般so=(0.8~1.2)d。取：s0=1.2d0则可得 d0=25.3mm。又因为主缸的直径d0应在标准规定尺寸系列中选取，故取 d0二26mm。3、 制动踏板力Fp制动踏板力Fp用下式计算2FpYd。p/4ip （3-26）式中，ip为踏板机构的传动比； 为踏板机构及液压主缸的机构效率，可取=0.85〜0.95其中ip=7 =0.95所以 Fp=558.60N制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为 500N（轿车）或700N（货车）。故满足要求。4、 制动踏板工作行程Sp踏板行程（计入衬片或衬片的允许磨损量）对轿车最大不应大于100-150mm,对商用车不大于180mm在本次设计中根据本车的特点，故取 Sp=110mm§3.5应急制动和驻车制动的计算应急制动和驻车制动一般是靠手操纵的驱动机构使后桥制动器或中央制动器产生制动力矩并传到后轮，引起路面对后轮作用的制动力，以实现整车制动。§3.5.1 应急制动应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，后桥制动力 Fb2为:FB2=F2magl1:=2325FB2=F2I丸27600.7680此时的后桥制动力矩为:mamagh■:rI「hge式中:m式中:ma汽车满载总质量，kg;g 重力加速度，9.8m/ s2； 汽车轴距，m「 地面附着系数；re 车轮的有效半径； 汽车质心到前轴的距离。则可得:FB2「则可得:FB2「emagliI hg=7481.870.362二2078.44(Nm)§3.5.2驻车制动汽车在上坡路上停驻的受力情况如图所示，由此不难得出停驻时的后桥附着力为cosa也cosa也sinla)汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为cosa-^sina)汽车可能停驻的极限上坡倾角a汽车可能停驻的极限上坡倾角a1，根据后轴上的附着力与制动力相等的条件下可得:a1二a1二arctanL1L-hg图3-7图3-7汽车在坡路上停驻的受力分析汽车可能停驻在极限下倾角 ai为:a1"rctan亠L%般要求各类汽车的最大驻坡度不小于16%~20%0则汽车满载时的极限上倾角为:a=arctan - 25.87L-「hg满载时的下倾角为:al二arctan L1 18.065L%汽车在空载时的极限上倾角为:a^arctan L1 24.552L-％' L,a^arctan 16.541 L%§3.6制动器主要零件的结构设计1、制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工：作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁 HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 7〜12mm中、重型货车为13〜18mm故本设计制动鼓壁厚取10mm。2、 制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、 山字形和U字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm货车的约为5〜8mm摩擦衬片的厚度，轿车多用 4.5〜5mm货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大。本次设计腹板的厚度选取 4mm翼板厚度4mm摩擦衬片采用粘接固定在制动蹄上。3、 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370—12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。4、制动轮缸液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，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。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。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；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。5、制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于 0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm。本次设计的制动盘是厚度为 15mm的实心盘。6、制动钳制动钳由可锻铸铁K丁H370—12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两牛并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。7、制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬片。8、摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目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与树脂粘结剂、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）与噪声消除剂（主要成分为石墨）等混合后，在高温下模压成型的。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和其他性能。另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在 100C〜120C温度下，它具有较高的摩擦系数（f=0.4以上），冲击强度比模压材料高 4〜5倍。但耐热性差，在200C〜250C以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占质量的60％〜80％），加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。