锐志制动系统设计说明书

制动系统课程设计姓名:詹东东学号:20110402226指导老师:宋晓琳2015年1月目录TOC\o"1-3"\h\u24956目录 126680一、制动系统主要参数数值 217293二、制动方案 299三、制动系统主要参数的确定 3176803.1制动盘直径D 336973.2制动盘厚度的选择 344223.3摩擦衬块内半径R1和外半径R2 3154343.4摩擦衬块工作面积 3285153.5摩擦衬块摩擦系数f 43484四、制动系统相关计算 4206304.1同步附着系数的分析 487434.2地面对前、后轮的法向反作用力 5173214.3制动器有关计算 5111194.3.1确定前后制动力矩分配系数 5145864.3.2制动器制动力矩的确定 5121484.3.3盘式制动器的制动力计算 6224044.3.4应急制动力矩 7202324.3.5驻车制动力矩 789134.4衬块磨损特性的计算 872094.5液压制动驱动机构的设计计算 1099834.5.1前轮制动轮缸直径的确定 10253614.5.2制动主缸直径的确定 1055174.6制动踏板力和制动踏板工作行程 115296五、制动器主要零部件的结构设计 12131685.1制动盘 1289305.2制动钳 12207125.3制动块 12295525.4摩擦材料 12248275.5制动轮缸 1218469六、设计图纸 13137516.1装配简图 13113876.2摩擦盘 13204066.3摩擦衬块 1415780七、心得体会 1525197参考文献 16一、制动系统主要参数数值锐志汽车相关主要参数编号名称符号数值单位1满载质量M01955kg空载质量M1580kg2重力G19159N3质心高（满载）hg700mm4质心高（空载）hg4轴距L2850mm5质心至前轴的距离（满载）a1425mm6质心至后轴的距离（满载）b1425mm7前轴负荷（满载）Wf9579.5N8后轴负荷（满载）Wr9579.5N9轮距l1535mm轮胎相关参数规格235/45R18断面宽度（mm）235高宽比0.45轮辋直径（mm）457.2轮胎有效半径332.35轮胎有效半径=轮辋半径+（名义断面宽度×高宽比）制动方案丰田锐志属于运动性轿车，驱动方式为前置后驱，悬架形式为前双叉臂、后多连杆，制动系统采用的是前通风盘式、后盘式制动器。制动系统主要参数的确定3.1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％一79％。总质量大于2t的汽车应取上限。由于该轿车结构比较紧凑这里去制动盘的直径D为轮辋直径的百分之70%，即D=457.2×0.70=343mm3.2制动盘厚度的选择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。在高速运动下紧急制动,制动盘会形成热变形,产生颤抖。为提高制动盘摩擦面的散热性能,大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘,这样可使制动盘温度降低20%～30%。前通风盘式，后盘式制动，厚度：mm，mm。3.3摩擦衬块内半径R1和外半径R2摩擦衬块（如图3-1所示）是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬块分为摩擦材料和底板,两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，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。因为制动器直径D等于343mm,则摩擦块mm取，所以mm。图3-1摩擦衬块3.4摩擦衬块工作面积 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范围内选用。选择单个制动器A=150，则满足要求。3.5摩擦衬块摩擦系数f 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。不能单纯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的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数=0.35～0.40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。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。所选择摩擦系数=0.35。总结得到参数如表3.4所示表3.4制动器基本参数制动盘外径/mm工作半径/mm制动盘厚度/mm摩擦衬块厚度/mm摩擦面积前轮343142.5209150后轮343142.5109150四、制动系统相关计算4.1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，这是容易发生后轴策划而使汽车丧失方向稳定性；（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，汽车在同步系数为的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动减速度为，即q=,q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度q<,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=0.7，故取=0.7。4.2地面对前、后轮的法向反作用力若在不同附着系数的路面上，前、后轮同时抱死（不论是同时抱死或分别先后抱死），此时或。地面作用于前、后轮的法向反作用力为（3-1）（3-2）4.3制动器有关计算4.3.1确定前后制动力矩分配系数根据公式：（3-3）得到：（3-4）4.3.2制动器制动力矩的确定应急制动时，假定前后轮同时抱死拖滑，此时所需的前桥制动力矩为（3-5）式中，G为赛车重力；L为轴距；a为汽车质心到前轴的距离；为汽车质心的高度；为附着系数；为轮胎有效半径。当==0.7时，即因为=0.67(3-6)所以4.3.3盘式制动器的制动力计算假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为（3-7）式中，为摩擦因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则R等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。平均半径为mm式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。有效半径是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示（推导见离合器设计）（3-8）式中，.因为,,故，越小，则两者差值越大。应当指出，若过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处得滑磨速度相差太远，磨损不均匀，因为单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。值一般不应小于0.65.假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为（3-9）式中，为摩擦因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则R等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。平均半径为（3-10）式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。对于前制动器(3-11)所以对于后制动器(3-12)所以4.3.4应急制动力矩应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为：此时所需的后桥制动力矩为：N.mm现用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的制动力矩为FB2re/2=950834.57N.mm4.3.5驻车制动力矩汽车上坡停驻时，后桥附着力为：汽车在下坡停驻时，后桥附着力为：汽车可能停驻的极限上坡路倾角1，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，由得是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由所确定的极限值N.mm，并保证下坡路上停驻的坡度不小于法规的规定值。4.4衬块磨损特性的计算摩擦衬块的磨损受温度，摩擦力，滑磨速度，制动盘的材质及加工景况，以及衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。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式中，为汽车总质量；为汽车回转质量系数；为制动初速度和终速度（m/s）；j为制动减速度(m/s2);t为制动时间（s）；为前，后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（mm2）;为制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下，v2=0,并可认为=1，故乘用车的盘式制动器在和的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。t=27.8/6=4.63(s)<6.0W/mm2.=1.22（）<6.0W/mm2.另一个磨损特性指标是

衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为式中，为单个制动器的制动力矩；R为制动器半径（衬块平均半径或有效半径）；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。所以（N/mm2）满足要求。式中，为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径（衬块平均半径或有效半径）；A为单个制动器衬片（衬块）摩擦面积。在时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力=1.37～1.60（设摩擦因素=0.3～0.35）。这比过去一些文献中推荐的要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。。符合要求。4.5液压制动驱动机构的设计计算4.5.1前轮制动轮缸直径的确定制动轮缸对制动块施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系为(4-1)制动管路压力一般不超过10～12。取。(4-2)轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为19mm.同理，后轮制动轮缸直径。因此取后轮制动轮缸直径为19mm.4.5.2制动主缸直径的确定第个轮缸的工作容积为：(4-3)式中，为第个轮缸活塞的直径；为轮缸中活塞的数目；为第个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对盘式制动器可取2.0-2.5mm.此处取mm.所以一个前轮轮缸的工作容积为一个后轮轮缸的工作容积为所有轮缸的总工作容积为,式中，为轮缸数目。制动主缸应有的工作容积为,式中为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作容积可为：对于乘用车;对于商用车。此处取。所以(4-4)主缸活塞行程和活塞直径为(4-5)一般=（0.8～1.2）。此处取=。所以(4-6)主缸的直径应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为16mm、19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得mm。4.6制动踏板力和制动踏板工作行程制动踏板力为：(4-7)式中，为制动主缸活塞直径；p为制动管路的液压；为探班机构的传动比；为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.82～0.90.此处取=6，=0.88.制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N（乘用车）。所以符合设计要求。制动踏板工作行程为(4-8)式中，为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm～2mm;为主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作时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。制动器调整正常时的踏板工作行程,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%～60%。为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持0.05～0.14的残余压力。最大踏板行程，对乘用车应不大于100～150mm,此外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于400N，制动手柄最大行程对乘用车不大于160mm。符合设计要求。五、制动器主要零部件的结构设计5.1制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr或Ni等合金铸铁制成。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20-30%，但盘得整体厚度较厚。而一般不带通风盘的汽车制动盘，其厚度约在10-13mm之间。本次设计采用的材料为HT250。.5.2制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370-1