汽车盘式制动器的设计-毕业设计

沈阳理工大学学士学位论文PAGEPAGE61摘要制动器是汽车制动系统的重要组成部分，本篇论文主要介绍了轿车的制动器设计。从盘式和鼓式制动器的结构与性能对比入手，考虑到盘式制动器制动效能更好，且尺寸和质量都相对较小，散热性能好，且所设计轿车的发动机转矩和功率较大，车速较高，属于中高档车，故本设计前后轮均选用了浮盘式制动器。在基本结构选定后本篇论文对制动器展开了以下设计。第一制动系的参数：包括制动力分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率以及最大制动力矩等参数的选择计算；第二制动器及其零部件：制动盘、制动钳体、摩擦衬块等制动器零部件的尺寸计算与材料选择；第三驻车制动：本设计选用了后轮驻车制动，在后轮盘式制动器上加装了驻车制动的机械结构；第四制动驱动机构：制动轮缸、制动主缸、以及踏板行程的设计计算。上述完毕后对所设计的制动器进行了制动减速度与制动距离的验算，对制动效能的稳定性以及制动时的方向稳定性进行了分析。最后，根据设计与计算用CATIA绘制出了该轿车制动器的装配图和制动盘、活塞、摩擦衬块等零件图。除此之外，本论文简单介绍了制动驱动机构的结构型式选择，制动主缸，制动管路的多回路系统的选择以及制动器的研究现状及发展前景。关键词：盘式制动器CATIA设计建模绪论一.课题研究的目的及意义汽车的设计和生产涉及到许多领域，其安全性、经济性等众多指标，对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的速度和路面情况复杂程度的变化，需要高性能、长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，假如此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到伤害。汽车是现代交通工具中用得最普遍、最方便的交通工具。汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置，而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，因而它是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，这就要求为汽车配备十分可靠的制动系统。车辆在形式过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。现代汽车采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最不稳定的因素，因而改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有重要的意义。二.汽车制动器的国内外现状及发展趋势对制动器的早期研究侧重于试验研究其摩擦特性，随着用户对其制动性能和使用寿命要求的不断提高，有关其基础理论与应用方面的研究同时也在深入进行。目前，汽车所用的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，故多数汽车一般还是使用前盘后鼓式。汽车制动过程实际上是一个能量转换过程，它把汽车行驶时产生的动能转换为热能。高速行驶的汽车如果频繁使用制动器，制动器因摩擦会产生大量的热量，使制动器温度急剧升高，如果不能及时的为制动器散热，它的效率就会大大降低，影响制动性能。在中高级轿车上前后轮都已经采用了盘式制动器。不过，时下还有不少经济型轿车采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器（即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器），这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为轿车在紧急制动时，负荷前移，对前轮制动的要求比较高，一般来说前轮用盘式制动器就够了。当然，前后轮都使用盘式制动器是一种趋势。在货车上，盘式制动器也有一部分被采用的，但离取代鼓式制动器还有一段距离。现代汽车制动器起源于原始的机械控制装置，最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，那时的汽车重量比较小，速度比较低，机械制动已经可以满足汽车制动的需要，但随着汽车自身重量的增加，助力装置对机械制动器来说越来越重要,从而开始出现了真空助力装置。因而，全新的制动器结构形式是未来发展的趋势。三.课题研究的内容制动器是制动系中主要的部件，是制动系统中用以产生阻碍车辆的运动的部件。利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都称为摩擦制动器，摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。目前广泛使用的是摩擦式制动器,盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作表面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用车采用单盘三钳和双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。钳盘式制动器中定钳盘式为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其本身的浮动，而在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在垂直于制动盘的平面内摆动的摆动钳盘式制动器。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器等。正如上面所述，制动器器的类型很多，那么每种类型的都适用什么类型的车呢？本课题就是来解决这些问题的。其实每种类型都有它的优缺点，我们本课题要研究的内容就是要通过分析设计，找出不同类型的优缺点。了解了他们的优缺点后，充分的利用它们，为汽车进行优化设计。四.课题设计过程中遇到的问题以及解决的方法和措施由于对专业知识的不那么熟练，需要查阅相当多的资料。根据设计车型的特点，合理计算该车型制动系统制动力及制动器制动力矩、制动器主要参数的计算与确定、摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算、制动力矩的计算与校核、在三维设计平台CATIA中完成盘式制动器零件图以及装配图的绘制等。本次设计的目的是通过已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求；掌握盘式制动器总成的相关设计方法，进一步巩固汽车设计知识；学会用CATIA等三维软件进行基本的三维建模。提出将各种设计方法互相结合,针对不同的设计内容分别应用不同的方法,以便优化其设计过程方法。五.毕业设计安排第1-4周：查阅资料，分析课题研究的内容，写开题报告；第5-6周：比较分析各种不同类型制动器的优缺第7-8周：分析确定轿车盘式制动器第9-10周：具体数据计算第11-15周：绘制盘式制动器零件图和装配图第16-17周：撰写毕业论文，准备答辩。1研究课题简介1.1课题主要内容：题目简介：别克君威2015款2.0TGS豪情运动版轿车盘式制动器设计；前轮驱动；总长4834mm；总宽1856mm；轴距2737mm；质心位置（满载）a=1231.65mm,b=1505.35mm；质心位置（空载）a=1094.8mm,b=1642.2mm；质心高度（满载）hg=550mm；质心高度（空载）hg=600mm；前轮距1585mm；后轮距1588mm；整备质量（满载）2025kg；整备质量（空载）1660kg发动机排量2.0L，最大功率187kw/5300r/min，最大转矩350N·m/2000～5000r/min；六档手自一体变速器；最高车速240km/h。根据所给轿车的技术参数及性能参数，并综合考虑制动器的设计要求，如下：1）具有足够的制动效能。2）工作可靠。3）在任何情况下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。4）防止水和污泥进入制动器工作表面。5）制动能力的热稳定性良好。6）操纵轻便，并具有良好的随动性。7）制动时，制动系产生的噪声尽可能小8）作用滞后性尽可能好。9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。10）当制动驱动装置的任何元件发生故障并是使基本功能遭到破坏时，汽车制动系统应有声音或光信号等报警提示。1.2课题研究方案：1）制动器的结构方案分析及选择：根据该轿车制动器的设计要求，通过计算及查阅相关资料，选出适合的结构方案。2）制动系的主要参数：制动力、制动力分配系数、制动强度、最大制动力矩等。3）制动器的设计和计算：根据所选方案与参数，分析计算制动器的制动因数、摩擦衬块的磨损特性，核算制动器热容量和温升等。4）制动器主要零部件的结构设计与计算。5）制动驱动机构的结构形式选择与设计计算。6）综合上述设计与计算，用绘图软件绘制该制动器的零部件图和装配图。2制动器的结构形式2.1鼓式制动器结构形式简介鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为：图2.1鼓式制动器简图（a）领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式（1）领从蹄式制动器如图2.1（a）(b)所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。（2）双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.1(c)所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。（3）双向双领蹄式制动器如图2.1（d）当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。（4）单向增力式制动器如图2.1（e）单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。双向增力式制动器如图2.1（f）将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。2.2盘式制动器结构形式简介盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（1）钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。①定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。②浮动盘式制动器：浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动；另一种是制动钳体可绕一支承销摆动。故有滑动和摆动之分，其中滑动应用的较多。它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动活动制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为lmm)后即应更换。这种制动器具有以下优点：仅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加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小。（2）全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。2.3盘式制动器的优缺点盘式制动器比鼓式制动器的优点：热稳定好，原因是一般无自行増力作用，衬块摩擦表现压力分布较鼓式中的衬片更为均匀，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，这称为机械衰退，制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题，因此，前轮采用盘式制动器。汽车制动时不易跑偏。水稳定性好，制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能降低不多，又由于离心力作用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。制动力矩与汽车运动方向无关。易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。尺寸小，质量小，散热良好。压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。更换衬块简单容易。衬块与制动盘之间的间隙小（0.05-0.15mm），从而缩短了制动协调时间。易于实现间隙自动调整。能方便地实现制动器磨损报警，以便及时更换摩擦衬块。盘式制动器的主要缺点：难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。在制动驱动机构中必须装有助力器。因为衬块工作表面小，所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。2.4该轿车制动器结构的最终选择汽车制动简单来讲，就是利用摩擦将动能转换成热能，使汽车失去动能而停止下来。因此，散热对制动系统是十分重要的。如果制动系统经常处于高温状态，就会阻碍能量的转换过程，造成制动性能下降。解决好散热问题，对提高汽车的制动性能也就起了重要作用。所以，现代轿车的车轮除了使用铝合金车圈来降低运行温度外，还倾向于采用散热性能较好的盘式制动器。当然，盘式制动器也有自己的缺陷。例如对制动器和制动管路的制造要求较高，摩擦片的耗损量较大，成本贵，而且由于摩擦片的面积小，相对摩擦的工作面也较小，需要的制动液压高，必须要有助力装置才能使用。而鼓式制动器成本相对低廉，比较经济。轿车在制动过程中，在惯性的作用下，前轮的负荷占汽车全部负荷的70%－80%，因此前轮制动力要比后轮大。轿车生产厂家为了节省成本，就采用前轮盘式制动，后轮鼓式制动的方式。但随着轿车车速的不断提高，近年来采用盘式制动器的轿车日益增多。纵观轿车市场，随着人类对汽车安全性重视的加剧，为了保持制动力系数的稳定性以及考虑到盘式制动器的优点，在轿车领域盘式制动器已基本取代鼓式制动器，特别是浮动钳盘式。根据制动盘的不同，盘式制动器还可分为普通盘式和通风盘式。普通盘式我们比较容易理解，就是实心的。通风盘式就是空心的，顾名思义具有通风功效，指的是汽车在行使当中产生的离心力能使空气对流，达到散热的目的，这是由盘式碟片的特殊构造决定的。从外表看，它在圆周上有许多通向圆心的洞空，这些洞空是经一种特殊工艺制造而成，因此比普通盘式散热效果要好许多。由于制造工艺与成本的关系，一般中高级轿车中普遍采用前通风盘、后普通盘的制动片。如Passat,VentoGolf2.0,Corrado等车，部分高级轿车采用前后通风盘。值得一提的是，在前轮使用通风盘正在逐步取代使用实心盘。ABS把大部分的制动力分配到前轮，防止甩尾，对前刹的散热要求很高，所以一般前轮都会采用通风盘。综上所述，本次轿车设计，前后轮均采用浮动钳盘式制动器。其中前轮制动盘选择通风盘，后轮选择普通盘，并且在后轮上设置驻车制动传动装置。3.制动器主要参数及其选择盘式制动器设计的一般流程为：根据设计要求，所给数据，依据国家标准确定整车布置参数。在有关的整车布置参数及制动器结构型式确定之后，根据已给参数并参考已有的同等级汽车的同类型制动器，初选制动器的主要参数，并据以进行制动器结构的初步设计；然后进行制动力矩和磨损性能的验算，并与所要求的数据比较，直到达到设计要求。之后再根据各项演算和比较的结果，对初选的参数进行必要的修改，直到基本性能参数能满足使用要求为止；最后进行详细的结构设计和分析。3.1制动力与制动力分配系数汽车制动时，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(3.1)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，N·m；——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。假设当时速，至汽车停止时速度。刹车距离m。由，得`由前后轮分配可知：(假设)前轮的其中一个轮后轮的其中一个轮因此，由公式（3.1）求得；令(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，又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度时，大小也相等。取决于制动器的结构型式、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成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即≤(3.3)(3.4)式中：——轮胎与地面间的附着系数；——地面对车轮的法向反力。当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。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以图3.1制动力与踏板力的关系图3.2制动时的汽车受力图阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升（图3.1）。根据汽车制动时的整车受力分析（图3.2），并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为(3.5)式中：G——汽车所受重力；L——汽车轴距；——汽车质心离前轴距离；——汽车质心离后轴距离；——汽车质心高度；g——重力加速度；——汽车制动减速度。算得汽车总的地面制动力为(3.6)式中：（）——制动强度，亦称比减速度或比制动力；——前后轴车轮的地面制动力。由式（3.5）、式（3.6）求得前、后轴车轮附着力（3-7）在此取附着系数，因此求得10151N4564N上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。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(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；(2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑。第（3）种情况的附着条件利用得最好。由式(3.6)、式(3.7)得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是：(3.8)式中：——前轴车轮的制动器制动力，；——后轴车轮的制动器制动力，；——前轴车轮的地面制动力；——后轴车轮的地面制动力；，——地面对前、后轴车轮的法向反力；G——汽车重力；，——汽车质心离前、后轴距离；——汽车质心高度。由式(3.8)知前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。式(3.8)中消去，得(3.9)式中：L——汽车的轴距。图3.3某汽车的I曲线和曲线将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3.3所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数：（3.10）由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故通称为制动力分配系数。在本设计的商务车中：由式（3.8）；;3.2同步附着系数由式(3.10)可表达为(3.11)上式在图3.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，是汽车实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，B点处的附着系数=,则称为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：。求得对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况：(1)当<，线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。(2)当>，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。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，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dtg，即，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<，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况用附着系数利用率(附着力利用率)表示：(3.12)算得式中：——汽车总的地面制动力；G——汽车所受重力；——制动强度。当=时，=，=1,利用率最高。直至20世纪50年代，当时道路条件还不很好，汽车行驶速度也不很高，后轮抱死侧滑的后果也不显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定得较低，即处于常遇附着系数范围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。如何选择同步附着系数 ，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。的选择与很多因数有关。首先，所选的应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。此外，的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，的选择是一个综合性的问题，上述各因数对的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配曲线。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，联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车在0.15≤q≤0.8，其他汽车在0.15≤q≤0.3的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.2≤≤0.8的范围内，必须满足q≥0.1+0.85(-0.2)。由式（13）可知q=0.77，满足。3.3制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动强度q和附着系数利用率的定义式。下面再讨论一下当=、<和>时的q和。根据所定的同步附着系数，由式（3.10）及式（3.11）得（3.13）进而求得（3.14）（3.15）当=时：，，故=14715，q=；=1。当<时：可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.12）和式（3.14）得（3.16）（3.17）（3.18）当>时：可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）得（3.19）（3.20）（3.21）本设计中汽车的值恒定，其值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇附着系数范围内不致过低。在>的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。3.4制动器最大制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。最大制动力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。由式(3.8)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为=2.224式中：,——汽车质心离前、后轴距离;——同步附着系数；——汽车质心高度。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即；式中：——前轴制动器的制动力，；——后轴制动器的制动力，；——作用于前轴车轮上的地面法向反力；——作用于后轴车轮上的地面法向反力；——车轮有效半径。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：3705N1665N对于选取较大的同步附着系数值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为(3.22)(3.23)本设计选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为（3.24）（3.25）式中：——该车所能遇到的最大附着系数；——制动强度，由式(4-20)确定；——车轮有效半径。一个车轮制动器的最大制动力矩为上列计算结果的半值。3.5制动器因数式(3.1)给出了制动器因数BF的表达式，它表示制动器的效能，又称为制动器效能因数。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，用于评价不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即(3.26)式中：——制动器的摩擦力矩；R——制动鼓或制动盘的作用半径；P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2P（为盘与制动衬块间的摩擦系数），于是钳盘式制动器的制动器因数为(3.27)式中：f为摩擦系数，本设计中取f=0.4；则BF=0.83.6盘式制动器主要参数的确定（1）制动盘直径D制动盘直径D应尽可能取大些，这是制动盘的有效半径得到增大，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，受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为70％～79％，而总质量大于总质量大于2t的汽车应取上限。在本设计中：取D=320mm（2）制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取10mm-20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm-50mm,但多采用20mm-30mm。在本设计中：前制动器采用通风盘，取厚度h=25mm；后制动盘采用实心盘，取厚度h=12mm（3）摩擦衬块内半径与外半径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，接触面积减小，最终将导致制动力矩变化大。在本设计中：取=110mm,=154mm（4）摩擦衬快工作面积A一般摩擦衬快单位面积占有汽车质量在1.6kg/-3.5kg/范围内选取，考虑到现今摩擦材料的不断升级，此范围可适当扩大些。本次设计使用半金属摩擦材料，其摩擦系数优于石棉材料。故取前轮制动器的摩擦衬块工作面积75；后轮制动器的摩擦衬块工作为70。表3.1一些国产汽车前盘式的制动器的主要参数车牌车型制动盘外径/mm工作半径/mm制动盘厚度/mm摩擦衬块厚度/mm摩擦面积/cm云雀GHK70602128610965.4奥拓SC7080215911015.560桑塔纳2000256106201476奥迪1002561042214964.制动器的设计计算4.1摩擦衬块的磨损特性计算摩擦衬片(衬块)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(动能、势能)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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。4.1.1比能量耗散率制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为（4.1）式中：——汽车回转质量换算系数；——汽车总质量；，——汽车制动初速度与终速度，；计算时总商务车取=；——制动减速度，m／s2，计算时取j=0．6g；——制动时间，；——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；（；）——制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有；（4.2）把个参数值代入上式得比能量耗散率过高会引起衬片（衬块）的急剧磨损，还可能引起制动鼓或制动盘产生龟裂。推荐：取减速度j=0.6g，制动初速度：轿车用100km/h、总质量小于3.5t的货车为80km/h、总质量在3.5t以上的货车用65km/m，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/为宜。取同样的和j时，轿车的盘式制动器的比能量耗散率以不大于6.0为宜。式中t为100Km/h时的制动时间，其值为4.728s。为前后制动器摩擦衬片面积。，求得，，符合要求。4.1.2比滑磨功磨损和热的性能指标也可用衬块在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬块面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量：（4.3）式中：——汽车总质量，kg；——汽车最高制动车速，m/s——车轮制动器各衬块的总摩擦面积，——许用比滑磨功，对轿车取可求得：，满足要求。4.2制动器的热容量和温升核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：（4.4）式中：——各制动盘的总质量，为已知4Kg——与各制动盘相连的金属（如轮毂、轮辐、制动钳体等）总质量，为5kg——制动盘材料的比容热，对铸铁C=482J/(kgK)；对于铝合金C=880J/(kgK)——与制动盘相连的受热金属件的比容热；——制动盘的温升（一次由到完全停车的强烈制动，温升不应超过15）；——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后制动力的分配比率分配给前后、制动器，即（4.5）（4.6）求得：所以：式中——汽车满载总质量，为2145Kg——汽车制动时的初速度——汽车制动器制动力分配系数，为0.69核算：故，满足以下条件：4.3盘式制动器制动力矩的计算图4.1盘式制动器的计算用图盘式制动器的计算用简图如图4.1所示，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为（4.7）式中：——摩擦系数，取值0.4；N——单侧制动块对制动盘的压紧力R——作用半径，取为133图4.2钳盘式制动器的作用半径计算用图采用常见的扇形摩擦衬块，其径向尺寸不大，取R平均半径或有效半径已足够精确。如图4.2所示，平均半径为（4.8）式中：，——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。（）根据图5-7，在任一单元面积RdR上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为得有效半径为令，则有：=133mm因，，故。当，，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大时，陈快摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。本次设计取有效半径为133mm。4.4驻车制动计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图4.3所示。由该图可得出汽车上坡停驻的后周车轮的附着力为：同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：图4.3汽车在上坡路上停驻时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即由求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为：（4.9）在本设计中：汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为：(4.10)在本设计中：一般要求各类汽车的最大驻坡度不小于（），满足要求。5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铸铁制成，或用添加等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼貌形。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%，但盘的整体厚度较厚。制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量，两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。参考表5.1表5.1一些轿车制动盘的表面跳动量、两侧表面的平行度及不平衡量车型表面跳动量/mm两侧表面的不平行度/mm静不平衡量/N.cm奥迪、红旗0.030.010.5云雀0.050.031.5奥拓1.0根据有关文献规定：制动盘两侧表面不平行度不应大于0.008mm,盘的表面摆差不应大于0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。本次设计采用的材料为合金铸铁，结构形状为礼帽形，前通风盘，后实心盘。图5.1礼帽形制动盘5.2制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的。例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。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。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。为了解决因制动钳体由铝合金制造而减少传给制动液的热量的问题，减小了活塞与制动块背板的接触面积。制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥，水进入制动钳，位于车轴后则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。因此本次设计采用可锻铸铁，整体式、镀铬处理，前制动钳位于车轴后，后制动钳位于车轴前。5.3制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形，正方形或圆形的。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。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。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。本次设计取衬块厚度14mm，有隔热减震垫，有报警装置。5.4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。以往车轮制动器采用广泛应用的模压材料，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。表5.2摩擦材料性能对比材料性能有机类无机类制法编制物石棉模压半金属模压金属烧结金属陶瓷烧结硬度软硬硬极硬极硬密度小小中大大承受负荷轻中中-重中-重重摩擦系数中-高低-高低-高低-中低-高摩擦系数稳定性差良良良-优优常温下的耐磨性良良良中中高温下的耐磨性差良良良-优优机械强度中-高低-中低-中高高热传导率低-中低中高高抗振鸣优良中-良差差抗颤振-中-良中--对偶性优良中-良差差价格中-高低-中中-良高高带式中央制动器采用编织材料，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100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200℃～250℃以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。此次设计综合考虑各种材料，采用性能更好、环保效果更好的半金属材料。摩擦系数为f=0.45.5制动轮缸制动轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。5.6制动器间隙的调整方法及相应机构制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般来说盘式制动器的制动间隙为0.1mm-0.3mm（单侧0.05mm-0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙应尽量的小。考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此制动器在冷态下的间隙应有试验确定。本设计制动间隙取为0.2mm。图5.2制动间隙的自调装置1-制动钳体；2-活塞；3-活塞密封圈另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。当前，盘式制动器的调整机构已自动化。一般都采用一次调准式间隙自调装置。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用的带有斜角的橡胶密封圈，制动时密封圈的刃边是在活塞给予的摩擦力的作用下产生弹性变形，与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时，在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了这一过量间隙。解除制动后活塞在弹力作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止，这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙。6.制动驱动机构的结构形式选择与设计计算6.1制动驱动机构的结构型式选择根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动，动力制动及伺服制动三大类型，而力的传递方式又有机械式，液压式，气压式和气压-液压式的区别，如下表6.1。表6.1制动驱动机构的结构形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简单制动系（人力制动系）司机体力机械式杆系或钢丝绳仅用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私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伺服制动系空气液压伺服制动系制动液（1）简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，故仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。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，可布置在制动器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。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，使制动效能降低甚至失效。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及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，而驾驶员作用于制动踏板或手柄上的力仅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与其行程间的反比例关系在动力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系最常见的型式，由于可获得较大的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的联接装置结构简单、联接和断开都很方便，因此广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、贮气罐、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(0.3～0.9s)，因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为0.5～0.7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。图6.1为一例气压制动系的双回路示意图。由发动机驱动的空气压缩机将压缩空气经单向阀3充人湿贮气罐5，后者用来将压缩空气冷却并进行油水分离，将清洁的压缩空气经单向阀8向前桥及后桥贮气罐充气，并经挂车制动阀9等向挂车贮气罐充气。放气阀4可供外界使用压缩空气。当湿贮气罐的气压达0.833—0.882MPa时，安全阀7应打开放气。前、后桥贮气罐分别与串列双腔气制动阀16相连接，以控制前、后轮的制动，并分别经管路与气压表19和调压阀20相连。双针气压表19的上、下指针分别表示前、后桥贮气罐气压。当气压达0.784～0.813MPa时，调压阀20中的阀门被打开使空气压缩机1顶部的卸荷阀2工作，不再向贮气罐充气。当气压降至0.617～0.666MPa时，调压阀20的阀门又关闭使空气压缩机又开始向贮气罐充气。当气压低于0.45MPa时，压力报警灯开关12触点闭合，接通电路，使报警灯亮，同时蜂鸣器发出音响信号。单向阀3、8可防止倒充气。图6.1气压制动系的回路图（双回路）1-双缸空气压缩机；2-卸荷阀；3-单向阀；4-放气阀；5-湿贮气罐；6-油水放出阀；7-安全阀；8-单向阀；9-驻车制动阀；10-接通开关；11-连接器；12-压力报警开关；13-后轮制动气室；14-制动灯开关；15-油水放出阀；16-串联双腔气制动阀；17制动灯开关；18-前轮制动气室；19-双针气压表；20-调压阀气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统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，一部分总质量为9～11t的中型汽车上也有采用。全液压动力制动系是用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。有开式(常流式)和闭式(常压式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷状况下由油泵经制动阀到贮液罐不断地循环流动，制动时则借助于阀的节流而产生所需的液压进入轮缸。闭式回路因平时保持着高液压，故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式的快，但对回路的密封要求较高。在油泵出故障时，开式的将立即不起制动作用，而闭式的还有可能利用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置等优点。但结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，仅用于某些高级轿车和大型客车上。各种型式的动力制动系在其动力系统失效使回路中的气压或液压达不到正常压力时，制动作用即会全部丧失。（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他能源提供的助力装置，使人力与动力可兼用，即间用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力（即由伺服制动转变为人力制动）。因此，在中级以上的轿车及轻，中型客，货汽车上得到了广泛的应用。按伺服系统能源的不同，可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系。其伺服能源分别为真空能（负气压能），气压能和液压能。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0.05～0.07)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源——由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压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0.6～0.7。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动系多用于总质量在1.1t-1.35t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6～12t的中、重型货车以及极少数高级轿车上。液压伺服制动系一般是由发动机驱动高压油泵产生高压油液，供伺服制动系和动力转向系共同使用。按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。真空助力式（直动式）伺服制动系（如图6.2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。驾驶员通过制动踏板直接控制伺服动力的助力大小，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。图6.2真空助力式（直动式）伺服制动系回路图1-制动踏板；2-控制阀；3-真空伺服气室；4-制动主缸5-贮液罐6-制动信号号灯液压开关；7—真空管路；8—真空单向阀；9—前盘式制动油缸；10—后鼓式制动轮缸图6.3真空增压式（远动式）伺服制动系回路图1—前轮缸；2—制动踏板；3—制动主缸；4—辅助缸；5—空气滤清器；6—控制阀；7—真空伺服气室；8—发动机进气管；9—真空单向阀；10—真空罐；11—后轮缸；12—安全缸增压式（远动式）伺服制动系的回路如图6.3所示。由真空伺服气室、辅助缸和控制阀组成的真空伺服装置位于制动主缸与制动轮缸之间，驾驶员通过制动踏板推动主缸活塞所产生的液压作用于辅助缸活塞上，同时也驱动控制阀使伺服气室工作。伺服气室的推动力也作用于辅助缸活塞，使后者产生高于主缸压力的工作油液并输往制动轮缸。由真空伺服气室、辅助缸和控制阀等组成的伺服装置称为真空增压器。回路中当通向前轮(或后轮)制动轮缸的管路发生泄漏故障时，则安全缸内的活塞将移位并堵死通往漏油管路的通道。当主缸输出油管发生泄漏故障时，增压式回路中的增压器便无法控制，而助力式的则较为简单可靠。在采用双回路系统时，助力式的一般只需采用一个带双腔主缸的助力器；而增压式的则必须有两个增压器使回路更加复杂，或者仍采用一个增压器，但在通往前、后轮缸的支管路中各装一个安全缸，使回路局部地前、后分路。伺服制动系统中的管路液压与踏板力之间并不存在固有的比例关系，为了使驾驶员在制动时能直接感受到踏板力与制动强度间的比例关系，在系统中装一个控制阀予以保证。本设计中采用如图6.2所示的真空助力式伺服制动制动系。6.2制动管路的多回路系统为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双管路的，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路扔能可靠地工作。图6.4双轴汽车液压双回路系统的五种分路方案1—双腔制动主缸；2—双回路系统的一个分路；3—双回路系统的另一个分路图6.4所示为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度，制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。图6.4（a）为前，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，简称Ⅱ型。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。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛，这一分路方案若后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。图6.4(b)为前、后轮制动管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路，称交叉型，简称X型。其结构也很简单，一回路失效时仍能保持50%的制动效能，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。此时前，后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值（至20mm），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。多用于中、小型轿车。图6.4(c)的左右前轮制动器的半数轮缸与全部后制动器轮缸构成一个独立的回路；而两前制动器的另半数轮缸构成另一回路。可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称HI型。图6.4(d)的两个独立的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的型式LL型。图6.4(e)的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。这种型式的双回路系统的制动效能最好。HI、LL、HH型的结构均较Ⅱ型、X型复杂，综合以上各个管路的优缺点，本设计最终选用X型回路系统。6.3液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。6.3.1制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压P有如下关系：（6.1）式中：——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，=8～12MPa。本设计制动轮缸液压取对于P因为=2f则，另外由公式（4.7）。经受力分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力P。所以，又因为制动器对前后轮的最大制动力矩为已知。求得前轴，后轴，带入公式（6.1）则制动管路液压在制动时一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，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。根据GB7524-87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：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。故在本设计中前轴轮缸直径选为46mm，后轴轮缸直径选为30mm一个轮缸的工作容积：（6.2）式中：——一个轮缸活塞的直径；n——轮缸的活塞数目；——一个轮缸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=2～2.5mm。（取=2.5mm）——消除制动蹄(制动块)与制动鼓(制动盘)间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；——因摩擦衬片(衬块)变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片(衬块)的厚度、材料弹性模量及单位压力计算；，——鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。全部轮缸的总工作容积（6.3）式中：m——轮缸数目。在本设计中取m=4；求：全部轮缸的工作容积6.3.2制动主缸直径与工作容积主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17，19，20.5，22，26，28，32，35，38，42，46mm。制动主缸应有的工作容积（6.4）式中：——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。——全部轮缸的总工作容积。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为；将V=11.84ml代入（7.4）得：主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：（6.5）一般=（0.8～1.2），取=0.8代入（7.5）得：查制动主缸直径标准，在本设计中取=28mm，=22.4mm6.3.3制动踏板力与踏板行程制动踏板力的验算公式：（6.6）式中：——主缸活塞直径；——制动管路的液压；——踏板机构传动比，，一般为2～5；（在本设计中取4）——踏板机构及制动主缸的机械效率，0.85～0.95。取0.95根据上式得：所以需要加装助力器式中：I——真空助力比，取4。=1943/4=486N<500N-700N符合要求。制动踏板的工作行程为：（6.7）式中：——主缸中推杆与活塞间的间隙；（取=2mm）——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作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。（取=1.0mm）将代入（6.7）中得：踏板全行程对轿车不应超过100mm-150mm，对货车不应该超过170mm-180mm，符合设计要求。6.3.4制动主缸为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，一些轿车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。轿车制动主缸采用串列双腔制动主缸。如图6.5所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。图6.5制动主缸工作原理图撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，串联双腔制动主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。大大提高了工作的可靠性。7制动性能分析。汽车的制动性是指汽车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速的能力。7.1制动性能评价指标汽车制动性能主要由以下三个方面来评价：1）制动效能，即制动距离和制动减速度；2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能；3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。7.1.1制动效能制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。1）制动减速度制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时（7.1）其中——汽车最大制动力矩——车轮有效半径m——汽车满载质量求得轿车制动减速度应在5.8—7m/s,所以符合要求。若考虑，该设计以设计。故时，时，2）制动距离S制动距离直接影响着汽车的行驶安全，由下式决定：（7.2）式中：——制动机构滞后时间，即踩下制动踏板克服回位弹簧力并消除制动蹄片制动鼓间的间隙所需时间，s；——制动器制动力增长过程所需时间，s；——制动器的作用时间，一般在之间；——制动初速度，。取30km/小时。求得理论符合要求，具体应以实验为准。7.1.2制动效能的恒定性制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。本设计均采用了浮动钳盘式制动器，正是考虑到了其制动效能的恒定因素，尤其是前制动盘选用了通风式的，这大大提高了制动效能的恒定性。7.1.3制动时汽车的方向稳定性制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽