《1.6L排量轿车盘式制动器的设计12000字（论文）》

1.6L排量轿车盘式制动器的设计目录TOC\o"1-3"\h\u24052摘要 125575第1章绪论 II1.6L排量轿车盘式制动器的设计摘要：制动器是车辆两大安全件之一，担负使车辆减速直至停车及稳定驻车的功能。盘式制动器因为有着制动效能稳定，散热性优秀，结构不复杂等诸多优点，更多的在轿车上应用，所以盘式制动器对车辆行驶安全是至关重要的。1.6L排量轿车盘式制动器设计思路参考了汽车设计书中的设计方法以及一些硕士论文的设计方法。设计主要列举了盘式制动器的种类和它们的差别，选择了适用于1.6L排量轿车盘式制动器的浮钳盘式制动器，并对制动主油缸和制动管路进行讨论选择。先确定制动盘、制动块、制动钳等设计的材料，再根据设定的参数，计算制动力，制动力矩，制动轮缸、制动主油缸的直径和容积等，使设计符合要求，能够制动。进一步计算制动器主要参数的和性能参数的设计计算，例如前后制动力分配系数、制动效率等做了计算。也分析了汽车在各种附着系数道路上的制动过程。并对摩擦衬片和轴等重要部分进行校核，检验满足制动要求。在满足制动法规要求及设计前提下，提高了汽车的制动性能。关键词：盘式制动器；设计；制动效率第1章绪论1.1课题背景及研究意义盘式制动器越来越广泛地应用于各类汽车上，如果根据工作方式对其划分，其类型较为丰富，比较典型的包括分气压式、复合式等。当前主流的轿车绝大部分情况下选用液压式制动器，在这种控制方式下，制动力主要利用真空助力器实现力的扩增，先把它传递至主油缸，此时形成的液压可以有效传递至制动器，如此就就可以高效制动。另外，它关联的零部件相对较多，其中比较典型的包括制动盘、活塞等。制动盘为了有效减小其运行过程中的温度，其一般采用了通风设计的方式，此外，它可以从制动卡钳、管路分布等诸多层面进行优化。该装置当前在多种汽车上都进行了应用，市场前景也较为良好。近几年，伴随科学技术的发展，车辆制动器的功能特性得到进一步优化。制动器分为两类鼓式和盘式，此外，我们可以结合结构型式对其进行具体分类，其重点涉及到机械式、液压式等多种类型，其运行原理大同小异，其最为主要的部分都是制动装置，可以通过其运行时形成的摩擦热消耗车辆动能，从而让车辆能够更好的制动。对于鼓式制动器来讲，其发展的时间相对较长，在其并未出现之前，它已在诸多汽车上进行应用。而在当前而言，轿车速率得到进一步提升，制动性能明显增强，这就使轿车更偏向于应用综合性能更为理想的盘式制动器。该制动装置很大程度上淘汰了鼓式制动器。我们有必要对盘式制动器展开计算，从而为汽车的开发提供有价值的参考，这是非常有意义的[1][2]。1.2国内外现状及发展趋势随着我国轿车工业的发展，我国在轿车上装盘式制动器的规模已经越来越大。安装盘式制动器在提高整车性能、增加车上人员的安全性和舒适性等方面有着很大的效果。目前一般采用前轮盘式制动器和后轮鼓式制动器，因为需要考虑到经济的因素，制造商也想减低成本。因为汽车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车总负荷的70%-80%，所以前轮制动力远远要大于后轮。也正因为由于紧急制动过程中的轴荷前移,对于前轮制动系统性能的技术要求相对较高,这种前制动器主要采用的是以液压盘式制动器为主流,以液压油作为传动介质,以液压总泵作为动力源,并且后制动器与液压双泵双作用分泵制动蹄。目前绝大多数的车辆都是使用前后震鼓式混合驱动力的刹车。但是，随着我国高速公路等级的进一步提高和旅客乘车服务等级的增加,尤其特别是国家安全法规的进一步强制和实施，这些因素也导致了盘式制动器安装应用规模的扩大国外汽车机构经过多年的研发，将制动器进一步与智能化系统搭配应用。另外，制动器的研究很大程度上表现在驱动机构的电子化水平。各企业除在传统制动器上实现了一定发展之后，还偏向于在中、重汽车领域进行相关开发工作。而在电子技术进行实践应用之后。外国的BPW对电子报警系统展开了系统性的分析，并对各类参数进行有效收集，其中比较典型的包括轮胎气压、制动温度等，此后将数据传输至车主，从而对各项参数的变化进行有效监视，避免货车由于装置磨损进而造成制动过程中出现失灵的情况。车主能够在较短的时间内掌握其受损的情况，假如发现其要求送维修站进行后续处理，如果将其送去维修，其必然会导致危害降低。ABS也逐渐演变为加工轿车的核心装备，其主要将ABS充当核心，并涌现出多样性的电子制动系统，其中比较典型的包括ASR、BAS、ESP、EBA、EBD、TCS、VDC、ACC等。在车辆模块化、高压化的条件下，车辆制动系统的电子化水平也进一步提升，许多企业都对电制动系统展开了系统性的研究，博世、特维斯等企业已推出了多项试验成果，电制动系统在将来必然会得到快速发展，汽车底盘的集成度也会有效提升，从而优化其整体的制动效果[3]。1.3设计内容及要求1.3.1设计任务本研究重点对盘式制动系统的功能特性进行分析，并在这个条件下设计科学的优化方案，在经过综合性的筛选之后，明确最为理想的方案，使车辆的制动效果有效提升。整体而言，其应该满足下述标准：1、循环的制动；2、体现优良的制动效能；3、机构复杂性尽可能降低；4、满足实际需求。本文对该装置的传动原理进行深入分析，主要通过零部件、机构等实现合理的设计。这部分的设计很大程度上决定了最终的制动效果。而从制动性能的方面来讲，因为制动管路分布的情况存在一定差异，其产生的效果必然不相一致。盘式制动的基本原理[4]（具体情况参考图2-1）：在轴承上固定制动盘6，从而让它和轮毂轴承一同运行；此外，其底板设置了制动卡钳4。在刹车的时候，制动踏板1承受的力转移至主油缸3，在挤压所有车轮分泵的活塞之后，将制动块4压向制动盘6，在这之后通过摩擦力产生相对较大的制动力，在将制动踏板1后松开之后，制动主油缸3回复到原来的位置，油管和主油缸里的压力消失，制动块5和制动钳4也回位，摩擦力消失，制动解除。1-制动踏板2-真空助力器3-制动主油缸4-制动钳5-制动块6-制动盘，7-制动鼓8-制动衬片9-制动蹄图2-1盘式制动系统结构工作原理图1.3.2设计要求在进行设计的时候，其必须满足下述标准：1、设计的规格应满足客观需求；2、应在确保乘车人员生命安全的情况下进行改善；3、选择最为适用的方法展开设计。

第2章总体方案的确定2.1制动器的分类和选择对于制动器而言，它是汽车制动系统最为主要的部件，当代汽车的制动装置通常存在下述标准：1、以相对较短的距离实现制动；2、制动效果符合要求；3、制动装置应表现出较高的强度，应表现理想的耐久性；4、检测的难度较低，更换流程足够精简。通常来讲，前轮装配盘式制动器，后轮则装配鼓式制动器，从而优化整体的制动效果，但一部分车辆在所有轮子都装配了盘式制动器，因此其发展速度相对较快。在应用盘式制动器之后，汽车安全性能够得到有效提升，而且规避了制动噪音过大、粉尘污染等常见的问题[5]。为了能有更加好的制动效果，需要进行更加深入的设计和材料的选用。2.2设计方案2.2.1制动钳的方案选择车辆在行驶时，制动盘会伴随车轮一同转动，制动钳在这个时候保持固定，在其制动的时候，制动钳会将制动盘夹住，如此就可以高效的制动。另外，其可以根据固定摩擦元件结构进行划分，其主要涉及到钳盘式和全盘式。（1）固定摩擦元件主要装配于支架，它通过特定的制动块构成，制动盘被这两个制动块卡住，用螺栓将它固定在轮毂上。这种制动器凭借制动盘的离心力作用可以将附着脏污等甩下，而且它有着质量不大，结构较易，散热性优秀，维修十分便利。然而由于摩擦衬块的整体面积较小。由于在其制动的时候会受到温度的影响，因此它对摩擦材料提出的标准也非常严苛。该装置结合结构形式的差异，其主要划分为两类，即定钳式和浮钳式[6]。①定钳式制动器（具体情况参考图2-2）：该制动器有两个液压油缸在制动钳体上，它们分别由一个或两个活塞，由于活塞直接挤压制动片，上面的力较平均，使用可靠性较高。但是这种制动器的结构尺寸和布置也比较复杂，其实际需要的费用相对较高，此外，因为在其制动的过程中形成的热能够通过油路传递至制动油液，如此就造成其温度超过一定水平，并形成大量气泡，如此就使其制动效果受到严重影响。1—回位弹簧2—制动钳体3—导向支撑销4—活塞5—制动块6-制动盘图2-2固定钳盘式制动器②浮钳式制动器（具体情况参考图2-3）：制动过程中通过油管将在主油缸产生的油液压力传递到制动钳处的轮缸处，进而对活塞发挥推动的作用，而此时的制动块会压向制动盘，一直持续到两侧受力完全一致为止，制动钳、导向销、卡钳支架三者连在一起，可以在那上面移动。这种制动器只需在盘的一侧安装油缸，结构布置简易，造价不高。轿车常用这种结构。图2-3浮动钳盘式制动器对于固定摩擦元件和旋转元件来讲，其主要表现为圆盘形，各盘的摩擦表面在进行制动的过程中接触面积较大。该装置的散热性非常差，结构也十分繁杂，现阶段的轿车通常情况下不使用该方式，换而言之，此类制动器已完全淘汰，其整体架构具体参考下图。图2-4多片全盘式制动器从以上了解，可以将设计对象定为浮钳盘式制动器。此后可根据要求对制动钳进行布置，由于制动钳所处的位点有所差异，其发挥的作用也必然不相一致，假如其处于轴前，那么就能够防止其向钳内甩脏物，如果将其设置于轴后，那么此时可以使轮毂轴承对应的径向合力大幅度降低。2.2.2制动总泵的方案选择对于这个设备而言，它能够对踩踏力进行有效转换，从而得到适当的液压。在对其进行串联之后，可将其分为前轮与后轮，左前轮与右后轮的运转表现出较强的一致性。现目前的轿车绝大部分都应用该配置方式。（1）单制动总泵（具体情况参考图2-5）：其应用相对较小，由于其系统液出现了泄漏的情况，其必然会造成车轮制动完全失效，因此就需要在前轮与后轮的制动液管之间，分别设置安全缸，这样，即使其中一个发生泄漏，只要立刻切断该系统的油路，那么另一套液压系统也就可以正常进行工作，制动总泵就能保证它的安全性。图2-5单制动总泵(2)串联式制动总泵[7]：主缸通过单腔制动主缸进行串联。储油罐内的油转移至前、后腔，如此就能够形成相应的油压，两者再通过管路传到指定的轮缸。假如主缸不采取制动措施，活塞皮碗与其头部主要处于旁通孔和补偿孔中间。在操作制动踏板的时候，它可以对后腔活塞发挥推动作用，在其传动机构的影响下逐步前移，进而使油压在一定程度上提升。此后，在液压的影响下，前腔活塞会朝着前部移动，前腔压力会大幅度增加。如果踩下踏板，两部分腔的液压会进一步提升，使前、后制动器两个都制动。这制动总泵有两个液压系统，车辆常规制动的时候，只需要一个液压系统稳定运行即可。在将踏板力撤出以后，前、后腔活塞在其作用下回复到原位，另外，制动液在压力的影响下，制动液将回油阀推开，从而使其转移至主缸，如此就可以让制动得到有效解除。在对踏板施加一定压力之后，制动管路出现损坏的情况，前腔并未产生任何压力。在此类条件下，前腔活塞能够以较高的速率前移，此后顶到缸体。在这之后，工作腔内的液压会大幅度增加，一直持续到其变化至预设值。在踩下踏板之后，制动管路出现漏油的情况，其必然会导致其无法建立液压。另外，后缸活塞会朝着前部移动，并对前缸活塞发挥推动的作用。然而在活塞顶触前缸的时候，它会出现前移的情况，最后发挥制动的效果。所以，如果应用此类系统，即便某个回路出现失效的情况，其他腔依然能够稳定运行，如此就会造成其需要的踏板行程大幅度提升，汽车制动力效能大幅度减小。经过对比之后，确保乘车人员生命得到良好保障的条件下，其可以采用串联式制动总泵。2.2.3制动管路的方案选择针对这个液管而言，它能够将主油缸的液压传递至分泵，其涉及到两类调配方式，前后轮制动管路都设置了特定的回路系统。如果要使驱动机构能够长期稳定的适用性，使车辆在使用过程中具有足够的可靠性，制动驱动机构应配置两套高度独立的系统，以便在某回路出现问题的时候，其他回路依然能够稳定的运行，进而发挥理想的制动效果[8]。（1）II型，前、后轮制动管路都构成相对独立的回路系统，具体情况参考图2-6（a）。它在各轿车上都有所引用，但主要在货车上进行应用。假如后轮制动管路失效，其难以发挥制动效果的时候，此时只有通过前轮制动，前轮抱死之后，其必然会造成其丧失转弯制动能力。假如前轮管路出现失效的情况，其必然难以制动，假如只可以通过后轮制动，其发挥的作用必然大幅度减小，与常规条件下进行对比，其大概减少了二分之一。此外，因为后桥负荷相对较小，假如踏板力超过一定标准，其必然会造成汽车出现甩尾的情况。（2）X型，前、后轮制动管路主要采取对角连接的方式，具体情况参考图2-6（b）。它的整体架构较为精简，假如某回路出现失效的情况，它依然可以维持50％的制动效能，此外，制动力的分配系数与附着系数并未出现改变，如此就能够保证其在制动的过程中整车负荷具有良好的适应性。（3）HI型，前轮制动器的半数轮缸与后轮制动器轮缸能够构建完善的回路，具体情况参考图2-6（c）。（4）LL型，两回路主要通过轮缸和制动器构成，具体情况参考图2-6（d）。（5）HH型，两回路主要通过各制动器的半数缸构成，具体情况参考图2-6（e）。此类系统能够表现出非常理想的制动效果。经过上述对比，我们能够发现HI,LL,HH型的结构十分繁杂，所以本研究应用的制动管路很大程度上采用对角连接的方式。（a）（b）（c）（d）（e）1-双回路系统的一个分路2-双腔制动主缸3-双回路系统的另一个分路图2-6双回路系统的5种分路第3章盘式制动器主要部件的设计3.1制动盘的设计3.1.1制动盘的直径制动盘直径应适当的扩增，如此就可以有效提升其有效半径，并使其夹紧力在一定程度上减小，这样可以明显减小摩擦衬块对应的单位压力。然而轮辋直径能够对制动盘直径发挥约束的作用，其直径在大多数条件下为轮辋直径的70%～79%。在本研究中，车轮的型号为205/55R16，如此我们可以进一步分析轮辋的尺寸1625.4=406.4mm，406.4(70%～79%)=284.48mm～321.056mm，在这个范围内[9]，制动盘的直径选为315mm。3.1.2制动盘的厚度对于制动盘厚度来讲，它会对制动盘质量产生较为明显的影响。为了能够使质量得到一定控制，制动盘厚度应在进行适当的减小。为了能够使其散热性符合要求，此处主要采用通风式的制动盘，如此就可以使其散热效果得到有效提升。制动盘的厚度大多数选在20mm～50mm内，当然要尽可能选取在20mm～30mm内。本设计取其厚度为28mm。3.1.3制动盘的材料考虑到灰铸铁强度高，耐热和耐磨性好，减振性，铸造性良好，能承受较大的载荷，所以制动盘的材料选取G3000。3.2制动卡钳的设计这个装置要具有较高的强度和刚度，所以材料选用的是球墨铸铁QT400-18。本设计选用浮钳式，在制动卡钳的一侧有轮缸。3.3制动块的设计制动块由两样构成，分别是背板和摩擦衬块，二者可以通过黏胶进行粘合，脱落的概率较低。衬块绝大部分为扇形，活塞压住的部分应尽量扩增，从而避免衬块出现卷角[10][11]。除此之外，为了避免制动液汽化，其可以设置专门的减振垫，从而防止在制动的时候将生成的热量传递至制动钳。摩擦衬块发生的磨损较为突出，这是由于其单位压力相对较大，工作温度也相对较高，因此摩擦衬块厚度应在一定程度上扩增。针对普通汽车来讲，其摩擦衬块的规格为7.5mm～16mm，此处我们可以将摩擦衬块的厚度设置为13mm。为了能够对摩擦衬块进行更换，其一般装配了专门的磨损指示器。具体情况参考图3-1，通常来讲，其更换厚度的极大值为7mm。摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的两者比值比1.5小[11]。如果比值比1.5大，那么它在使用时外缘与内缘对应的圆周速度会产生显著的差距，并造成其磨损情况受到突出影响，接触面积会大幅度缩减，进而造成制动力矩出现非常显著的改变。制动盘半径157，所以摩擦衬块的外半径R2可以取148mm，因为R2/R1<1.5,又R1>R2/1.5=98所以当内半径R1取100m时，两者比值R2/R1=1.48<1.5。满足要求。图3-1摩擦衬块的尺寸设计3.4制动钳活塞回位设计在对压力解除之后，制动衬片能够在回位弹簧的影响下调整至初始位点。结合其整体设计的标准，我们应选择最为适用的回位弹簧。结合下图进行分析，拉伸弹簧绝大部分情况下应用于制动器，然而这种装置对于该弹簧不具有适用性。图3-2拉伸弹簧还有种夹紧弹簧，在制动片两侧的弹簧，采用的夹紧弹簧具体参考下图，然而此类弹簧安装的流程较为复杂，定位的难度较高。图3-3夹紧弹簧要解决上述情况的不足之处，我们必须结合制动片结构设计最为适用的制动弹簧，它的结构如下图3-4。图3-4弹簧。该装置的工作原理具体参考图3-5：首先，我们可以将弹簧3装配于制动衬片上方，假如将制动力转化为液压，那么弹簧3必然会受到挤压作用，从而出现变形的情况；在制动力完全释放之后，弹簧3必须调节至初始形状，并对其活塞发挥推动作用。我们可以将65Mn充当主要的弹簧片材料，由于其弹性极限相对较高，并且疲劳强度也达到较高的水平。1-制动盘2-制动块3-弹簧4-卡钳支架图3-5弹簧的工作原理第4章制动器的设计计算和校核4.1制动系统的主要技术参数空载质量m：1140kg满载质量m：1490kg轴距L：2700mm空载质心高hg：640mm满载质心高hg：620mm质心距前轴距离L1：1520mm质心距后轴距离L2：1180mm车轮滚动半径R：316mm4.2制动系统的主要计算轮胎与路面的附着系数相当于轮胎与路面的摩擦系数，还受到轮胎胎面材质、花纹、路面等因素变化的影响，通常情况下附着系数列表值如下表：表4-1路面附着系数列表路面状况附着系数干燥沥青路面0.75～0.85湿滑沥青路面0.4～0.7积雪路面0.2～0.4结冰路面0.05～0.1根据上表所示，本设计选取干燥沥青路面的附着系数。4.2.1同步附着系数的确定和制动力分配系数的计算前、后制动器制动力为固定比值的车辆，在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后制动器才可以在同一时间抱死。另外，在其满载的时候，轿车对应的同步附着系数0.6。所以设计中取同步附着系数=0.6。根据所选定的同步附着系数和,可知公式[12]（4-1）求得空载时制动力分配系数满载时制动力分配系数4.2.2前后轴车轮制动器制动力的计算对后轴车轮的接地点取力矩，可得平衡公式[12]（4-2）对前轴车轮的接地点取力矩，可得平衡公式（4-3）式中:汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力,；:汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力,；：汽车的重力，；:汽车质量，；：汽车制动减速度，；因为=经化简，可得（4-4）（4-5）所以在空载时：又因为（4-6）（4-7）式中：前轴车轮的制动器制动力，：后轴车轮的制动器制动力，前后车轮附着力同时被充分利用的条件是[12]：（4-8）（4-9）因为可得轿车的为比值区间[12]为1.3~1.6，得到的结果具体参考1.6，因此其满足标准。满载的验证方法与空载完全一致，所以其符合条件。4.2.3前后轴制动器制动力矩的计算由条件可知，制动强度的计算公式为[12]（4-10）空载时：满载时：当，相应的制动强度时，后轴和前轴的最大制动力矩为（4-11）（4-12）式中：车轮的有效半径，计算方法如下：平均半径（4-13）（4-14）（4-15）所以空载时，后轴的制动力矩为：前轴的制动力矩为：满载时，后轴的制动力矩为：前轴的制动力矩为：4.3制动器因数他表示制动器的效能，本质上指制动器在单位输入压力情况下输出的力或者力矩。可以定义为制动盘的作用半径上的输入力和摩擦力的比,即,因为是钳盘式制动器所以钳盘式制动器的制动因素[13]4.4制动器液压驱动机构设计计算4.4.1制动轮缸直径的确定与工作容积的计算踏板力不应超过500N[14]，所以设计中可取=500N。令踏板机构的传动比,真空助力器的真空助力比，助力器工作效率范围为0.85~0.95，在此取。由上述已知条件，可得出制动轮缸对制动盘的作用力P==500×3×9×0.9=12150N。制动轮缸直径的公式如下[14]：（4-16）在制动力调节装置的影响，其取值区间为p=8Mpa~12Mpa。其主要涉及到10,15,20,25Mpa这四个压力级[14]，而对于管路液压来讲，它在进行制动的过程中通常小于10Mpa~12Mpa，因此此处可以取p=10Mpa。计算得：根据GB7524—87标准规定下的轮缸直径尺寸系列表，选用，见表4—2。表4—2轮缸直径尺寸系列表（单位：mm）轮缸直径14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.4），26，28（28.58），30，32，35，38，42，46，50，56一个制动轮缸的工作容积：（4-17）（4-18）式中：轮缸的活塞数目；此设计选用浮钳式的制动器，只有一侧有一个活塞，所以n=1；：—个轮缸完全制动时的行程：两者间的间隙所对应的轮缸活塞行程，0.1mm~0.3mm；：假如摩擦衬片出现变形的情况，其必然会造成活塞行程发生变化，此后我们可以对其单位压力值展开分析；对制动块的设计，在此取。，：在此处主要代表的是轮缸活塞行程，其重点应用盘式制动的方式，所以就不考虑这两个数据。所以一个制动轮缸的工作容积（4-19）全部工作容积：（4-20）式中m：轮缸的数目，此设计车型为四轮全部是盘式制动，所以m=4所以，4.4.2制动主缸直径确定和工作容积的计算考虑到制动软管的变形，轿车制动主缸的工作容积可取[15]，计算得，主缸内活塞行程的要求为，取，根据公式，可得，（4-21）根据GB7524—87标准规定，选取接近值=38mm作为制动主缸的直径，列表如同表4-2。由计算可知，=42mm，=38mm，。在大多数条件下，两者之间之比在=0.9~1.2，因此主油缸和制动轮缸的设计符合要求。4.5制动器部分校核4.5.1管路压力校核管路的极限压力不考虑ABS系统的作用应该是地面的附着系数提升至同步附着系数时管路所对应的压力。假如其出现一同抱死的时候，结合两轮的制动力公式：（4-22）（4-23）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、后轮缸液压，；：前、后制动轮缸的直径，；：前后制动器单侧油缸数目；：前后制动器效能因数；：前后制动器有效制动半径，；：车轮滚动半径，；由上述公式可推导出（4-24）经计算可得在大多数条件下，制动管路所对应的标准压力不超过10Mpa，因此其管路压力满足标准。4.5.2制动踏板行程校核制动踏板工作行程的计算公式为：（4-25）已知：主油缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm~2mm：主油缸活塞空行程。本研究中取=5mm所以，根据《机动车运行安全技术条件》，踏板的行程通常情况下小于150mm，因此该设计满足标准。4.5.3制动踏板力校核制动踏板力可用下式进行验算[16]：（4-26）根据4.4.1有关设计数据，，可得2720.496NN<500N500N是制动踏板力的上限[16]，所以计算结果符合要求。4.5.4制动距离校核该指标主要是指机动车在要求的速度下紧急制动的时候，脚接与动踏板接触到其停住所经过的距离。见下表[16]：表4-3制动距离和制动稳定性要求机动车类型制动初速度/（km/h）满载检验制动距离要求/m空载检验制动距离要求/m试验通道宽度/m总质量不大于3500kg的汽车5022212.5制动距离的计算公式为：（4-27）式中v：制动初速度，查得表4-3，v取50km/h；：制动器作用时间，0.2~0.9s，取：最大制动减速度，取；将数据代入公式，计算得，所以制动距离符合要求。4.6摩擦衬片的磨损特性计算与校核在紧急制动的时候，制动器担负了耗散所有动力的大多数任务。在限定的时长内，摩擦所形成的热量无法完全进入大气，其必然会使制动器的温度在一定水平上增加。此即为能量负荷，假如该负荷相对较大，那么它所产生的磨损也必然愈加严重。在对能量耗散率进行评析的过程中，能量负荷是最为主要的指标。另外，两轮所对应的能量耗散率可以通过下式进行分析：（4-28）（4-29）式中：汽车回转质量换算系数；：汽车质量，；、：汽车制动初速度与终速度，计算时轿车取（27.8）；：制动时间，；按下式计算=4.63（4-30）：制动减速度，，=0.6×106；、：前、后制动器衬片的摩擦面积，根据设计尺寸，摩擦面积是：A=（4-31）在紧急制动到时，并可近似地认为，则有（4-32）（4-33）计算得：空载时，<6.0<6.0满载时，，略大于6.0，影响不大。<6.0轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0，故符合要求。4.7回位弹簧的计算和校核在对回位弹簧进行选用的过程中，其主要采用圆柱螺旋压缩弹簧，所以其设计必须符合圆柱螺旋压缩弹簧的相关标准。4.7.1根据工作条件选择材料并确定许用应力因为回位弹簧能够在常规条件下运行，所以其必须结合第Ⅲ类弹簧来具体考虑。此处可以选用60Si2Mn，因为其弹性非常优良，回火稳定性相对较强，可以承受相对较高的载荷，力学性能也十分出众。假设=9mm，=150N，=25mm，=350N。[]=800Mpa[17]。4.7.2根据强度条件计算弹簧钢丝直径通常旋绕比C，在此选C=6。初设弹簧中径D=22mm，由于，所以弹簧丝的直径d=D/C=22/8=2.75mm。由曲度系数K的计算公式：（4-34）得，弹簧钢丝的直径计算公式[17]：（4-35）计算得根据参考文献[17]查得d取3mm，因为D=22mm，则C=22/3=7.3，K=1.2，于是经验证，计算结果与估取值相近，所以弹簧钢丝的直径d=3mm，此时D=22mm，D2=D+d=22+3=25mm。4.7.3根据刚度条件，计算弹簧圈数弹簧的刚度为：（4-36）由G=80000Mpa，则弹簧圈数为[17]（4-37）取n=6，此时弹簧的刚度为4.7.4验算（1）弹簧初拉力（4-38）初应力（4-39）当C=7.3时，弹簧初应力的选取的区间为50Mpa~130Mpa[18]，故此初应力值符合标准。（2）极限工作应力（4-40）（3）极限工作载荷（4-41）4.8驱动轴的强度校核4.8.1轴的强度校核在车轮高速运转时，突然踩下踏板，在液压的作用下，制动块和制动盘会彼此摩擦，如此就导致制动盘停止运行。另外，支撑轮毂轴承所对应的花键轴会受到相对较大的扭转力，其弯矩也相对较小，所以在此不作校核。已知发动机最大功率为103kw，最大功率转速为6300r/min，汽车满载时的重量为m=1490kg，则驱动轴的转矩：（4-42）轴的受力分析简图及扭矩图如图4-1所示。图4-1驱动轴扭矩图结合轮毂轴承装置的相关标准[19]，其花键规格为6，而相应的材料为40Cr，该材料许用切应力见下表[19]：表4-4常规材料的[]轴的材料Q235-A,20Q275,35(1Cr18NiI9Ti)4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr13[]15~2520~3525~4555其抗扭截面系数[20]（4-43）根据列表选择则扭转切应力（4-44）所以扭转应力符合要求。4.8.2花键连接强度计算在进行具体计算的过程中，假如载荷分布的情况十分理想，各齿工作面的力作用在，即传递转矩[21]，并引入系数来分析载荷所受到的影响，此时其强度条件为：（4-45）式中：为花键的平均直径，此处为矩形花键，计算公式为（4-46）转矩T：（4-47）为载荷分布不均系数，它和齿数多少有关，一般取，较小值在齿数多时取；z为花键齿数，z=6；为齿的工作长度，在此根据设计要求，选；h为花键齿侧面的工作高度，矩形花键的计算公式为，C为倒角尺寸[22]，C=0.3。经计算，其许用挤压应力具体情况参考下表[23]表4-5许用挤压应力（Mpa）连接方式使用和制造情况许用挤压应力不良35~50[]静连接中等60~100良好80~120所以，符合良好的使用情况。第5章总结在对各类设计方案进行对比分析之后，选取最为适用的方案，并对其进行相关计算和校核。在对各项参数进行明确之后，我们可以对制动力、制动力矩等展开分析，并对有关参数进行校核。（1）整体传动原理及工作方案的确定在结合相关文献进行分析之后，我们明确了该系统的运行原理，此后对设计方案展开标准化的分类，并对较为关键的部分展开对比研究。最后决定采用浮钳式制动器，并选择X型分布的方式。（2）主要零部件的设计根据资料，对制动盘、制动块、制动钳等设计和材料的选择。设计必须要满足相关标准，材料强度也应达