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鼓式制动器装配图A0.dwg

轻型商用车制动系统设计【汽车类】【10张CAD图纸】

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鼓式制动器装配图A0.dwg---(点击预览)

驻车制动装置2张A3.dwg---(点击预览)

过程管理材料.doc---(点击预览)

轻型商用车制动系统设计说明书.doc---(点击预览)

轻型商用车制动系统设计开题报告.doc---(点击预览)

制动蹄及摩擦片A2.dwg---(点击预览)

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关键词：: 轻型商用车制动系统设计汽车图纸

资源描述：

轻型商用车制动系统设计

58页 25000字数+说明书+任务书+开题报告+10张CAD图纸【详情如下】

中期检查表.doc

任务书.doc

制动主缸A1.dwg

制动盘A1.dwg

制动管路示意图A0.dwg

制动蹄及摩擦片A2.dwg

制动轮缸A2.dwg

制动鼓A1.dwg

封面.doc

摘要1.doc

摘要2.doc

盘式制动器A0.dwg

目录.doc

轻型商用车制动系统设计开题报告.doc

轻型商用车制动系统设计说明书.doc

过程管理材料.doc

驻车制动装置2张A3.dwg

鼓式制动器装配图A0.dwg

摘要Ⅰ

AbstractⅡ

第1章绪论1

1.1 制动系统设计的意义1

1.2 制动系统研究现状1

1.3 制动系统设计内容2

1.4 制动系统设计要求2

第2章制动系统总体方案设计3

2.1 制动器的结构型式的选择3

2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择5

2.3 制动管路的多回路系统7

2.4 本章小结9

第3章制动器设计计算10

3.1 轻型商用车的主要技术参数10

3.2 制动系统的主要参数及其选择11

3.2.1 同步附着系数11

3.2.2 制动强度和附着系数利用率12

3.2.3 制动器最大的制动力矩14

3.3 制动器因数和制动蹄因数15

3.4 制动器的结构参数与摩擦系数18

3.4.1 鼓式制动器的结构参数18

3.4.2 盘式制动器的结构参数20

3.5 制动器的设计计算21

3.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律21

3.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算24

3.5.3 制动蹄片上的制动力矩25

3.6 摩擦衬片的磨损特性计算31

3.7 制动器的热容量和温升的核算32

3.8 驻车制动计算33

3.9 制动器主要零件的结构设计34

3.9.1 制动鼓34

3.9.2 制动蹄35

3.9.3 制动底板35

3.9.4 制动蹄的支承35

3.9.5 制动轮缸36

3.9.6 制动盘36

3.9.7 制动钳36

3.9.8 制动块37

3.9.9 摩擦材料37

3.9.10 制动摩擦衬片37

3.9.11 制动器间隙38

3.10 制动蹄支承销剪切应力计算39

3.11 本章小结40

第4章制动驱动机构的设计计算42

4.1 轮缸直径与工作容积42

4.1.1 盘式制动器直径与工作容积42

4.1.2 鼓式制动器直径与工作容积43

4.2 制动主缸直径与工作容积43

4.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚44

4.3.1 盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚44

4.3.2 盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚45

4.4 制动主缸行程的计算45

4.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚46

4.5.1 制动主缸活塞宽度46

4.5.2 制动主缸筒的壁厚46

4.6 制动踏板力与踏板行程46

4.7 真空助力器48

4.7.1 真空助力器的选择48

4.8 制动液的选择与使用49

4.9 制动力分配的调节装置49

4.9.1 感载比例阀50

4.10 本章小结51

结论52

参考文献53

致谢54

摘要

　　　国内汽车市场迅速发展，随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。

　　　本说明书主要根据已有的CA1041车辆的数据对制动系统进行设计。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用液压双回路前盘后鼓式制动器。除此之外，它还介绍了前后制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择及制动管路布置形式等的设计过程。

关键字：制动；鼓式制动器；盘式制动器；液压；制动管路　　　The rapid development of the domestic vehicle market, However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.

　　　This paper mainly introduces the design of braking system ,which based on the data of brake system used in CA1041. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings.1.1制动系统设计的意义

　　　汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系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，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、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。

　　　通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动系统的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；本系统采用Ⅱ型双回路的制动管路以保证制动的可靠性；采用真空助力器使其操纵轻便；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 1.2制动系统研究现状

　　　车辆在行驶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。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价：

　　　（1）制动效能:即制动距离与制动减速度；

　　　（2）制动效能的恒定性：即抗热衰退性；

　　　（3）制动时汽车的方向稳定性；

　　　目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。

车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。

3.1 轻型商用车的主要技术参数

　　　在制动器设计中需预先给定的整车参数如表3.1所示

表3.1 CA1041货车整车参数

已知参数车型CA1041

轴距L（mm）2850

整车整备质量（Kg）2180

满载质量（Kg）4060

满载时质心距前轴中心线的距离（mm）1199

满载时质心距后轴中心线的距离（mm）1781

　　　　空载时质心高度（mm）730

满载时质心高度（mm）950

3.2 制动系统的主要参数及其选择

盘式制动器A0.gif

轻型商用车制动系统设计.gif

制动鼓A1.gif

制动管路示意图A0.gif

制动主缸A1.gif

内容简介：: 毕业设计（论文）中期检查表填表日期2009年4月27日迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名张琳琳系部汽车工程专业、班级车辆工程B05-17班指导教师姓名苏清源职称教授从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称轻型商用车制动系统设计学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容（1）调研，资料收集，完成开题报告；（2）搜集制动系统的相关国家标准，分析制动系统设计的过程；（3）确定了制动系统工作方案的设计，并且通过相关的分析和计算完成了制动器结构的基本参数的确定。（4）部分制动器装配图绘制鼓式制动器CAD制图、盘式制动器的CAD制图以及与制动系统相关的制动主缸、制动真空助力器、感载比例阀的选择。存在问题及努力方向在绘制鼓式制动器CAD的过程中制动器尺寸的选取不协调，因此应该调整相应的制动器零部件尺寸使制动器尺寸既能满足装配的要求又能满足制动强度的要求。学生签字：指导教师意见指导教师签字：年月日教研室意见教研室主任签字：年月日SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名张琳琳系部汽车工程系专业、班级车辆工程 B05-17指导教师姓名苏清源职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型商用车轻型车制动系统设计一、设计（论文）目的、意义汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。因此，必须充分考虑制动系统的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行汽车的制动系统的设计以满足汽车安全行驶的要求。据有关资料的介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。因此制动系统设计是汽车设计中重要的环节之一。通过本题目的设计，本人可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，自己通过毕业设计可与工程实践直接接触，可达到面向工程一线的应用型本科要求，并可为自己就业提供帮助。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）以现有资料为基础，结合实际情况设计计算制动器的结构参数及对其进行校核计算。对各种结构件进行分析计算。另外，对现有结构进行改进、完善，争取达到设计的合理化、最优化。三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分1、制动系统方案的选择2、制动力矩的计算；3、鼓式制动器计算及校核；4、制动主缸和轮缸的设计计算；5、制动操纵机构的计算；（二）图纸部分1、鼓式制动器装配图（A0一张）；2、管路布置零件图（A0一张）；3、制动鼓（A1一张）；4、制动蹄（A2一张）；5、制动轮缸（A3一张）；6、盘式制动器装配图（A0一张）；四、进度安排1、调研第一周（3月2号3月8号）2、开题报告、文献综述第二周（3月9号3月15号） 3、制动方案确定第三周（3月16号3月22号）4、制动器设计计算第四周至第五周（3月23号4月5号） 5、制动主缸、轮缸的设计计算第六周至第七周（4月6号4月12号）6、制动管路布置第八周（4月13号3月19号）7、中期检查答辩第九周（4月20号4月26号）8、完成装配图第十周至第十一周（4月27号5月10号）9、完成零件图第十二周至第十三周（5月11号5月24号）10、完成设计说明书第十四周（5月25号5月31号）11、审查图纸、计算及设计说明书第十五周（6月1号6月7号） 12、修改图纸、计算及设计说明书第十六周（6月8号6月14号） 13、毕业答辩第十七周（6月15号6月21号）五、参考文献1 方泳龙.汽车制动理论与设计.北京：国防工业出版社，2005：120.2 刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算北京：清华大学出版社，2004：2050.3 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2006：257285.4 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，2006年：89.5 陈家瑞.汽车构造（下），机械工业出版社：2005年8月，第四版.293294.6 刘品，李哲.机械精度设计与检测基础.哈尔滨：哈尔滨工业出版社，2005：5155.7刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001：450461.8程国华.汽车制动系统发展漫谈：汽车运用，2003年第6期.9朱旬，金海东.轿车制动主缸结构浅析：汽车研究与开发，1999 年第 2 期. 10陈步童.微型汽车制动系统常见故障诊断与检修：无锡职业技术学院学报，2003.4期.11 凤勇.汽车机械基础.北京：人民交通出版社，2005年9月，第一版.51.12全国文献工作标准化技术委员会.GB/T 12676-1999 中国标准书号S.北京：中国标准出版社，1999. 13 全国文献工作标准化技术委员会.GB 5763-1998 中国标准书号S.北京：中国标准出版社，1998. 14Journal of Materials Engineering and Performance，Microstructure and detachment mechanism of friction layers on the surface of brake shoes 2003：1.12, No.l.15 Influence of the state of the mating friction elements of the drum brake on the outer thermal field：Engineering transaction, 2002，vo150：No.1-2.六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日本科学生毕业设计轻型商用车制动系统设计系部名称：汽车工程系专业班级：车辆工程B05-17班学生姓名：张琳琳指导教师：苏清源职称：副教授黑龙江工程学院二九年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeThe design of Light commercial vehicle Braking SystemCandidate：Zhang Linlin Specialty：Vehicle EngineeringClass：B05-17 Supervisor：Associate Prof. Su QingyuanHeilongjiang Institute of Technology 2009-06HarBin黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要国内汽车市场迅速发展，随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。本说明书主要根据已有的CA1041车辆的数据对制动系统进行设计。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用液压双回路前盘后鼓式制动器。除此之外，它还介绍了前后制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择及制动管路布置形式等的设计过程。关键字：制动；鼓式制动器；盘式制动器；液压；制动管路I黑龙江工程学院本科生毕业设计ABSTRACTThe rapid development of the domestic vehicle market, However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.This paper mainly introduces the design of braking system ,which based on the data of brake system used in CA1041. Fist of all, braking systems development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameters choice of main components braking and channel settings.Key words: braking; brake drum; brake disc; hydroid pressure; Brake pipeII黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要Abstract第1章绪论11.1 制动系统设计的意义11.2 制动系统研究现状11.3 制动系统设计内容21.4 制动系统设计要求2第2章制动系统总体方案设计32.1 制动器的结构型式的选择32.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择52.3 制动管路的多回路系统72.4 本章小结9第3章制动器设计计算103.1 轻型商用车的主要技术参数103.2 制动系统的主要参数及其选择113.2.1 同步附着系数113.2.2 制动强度和附着系数利用率123.2.3 制动器最大的制动力矩143.3 制动器因数和制动蹄因数153.4 制动器的结构参数与摩擦系数183.4.1 鼓式制动器的结构参数183.4.2 盘式制动器的结构参数203.5 制动器的设计计算213.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律213.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算243.5.3 制动蹄片上的制动力矩253.6 摩擦衬片的磨损特性计算313.7 制动器的热容量和温升的核算323.8 驻车制动计算333.9 制动器主要零件的结构设计343.9.1 制动鼓343.9.2 制动蹄353.9.3 制动底板353.9.4 制动蹄的支承353.9.5 制动轮缸363.9.6 制动盘363.9.7 制动钳363.9.8 制动块373.9.9 摩擦材料373.9.10 制动摩擦衬片373.9.11 制动器间隙383.10 制动蹄支承销剪切应力计算393.11 本章小结40第4章制动驱动机构的设计计算424.1 轮缸直径与工作容积424.1.1 盘式制动器直径与工作容积424.1.2 鼓式制动器直径与工作容积434.2 制动主缸直径与工作容积434.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚444.3.1 盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚444.3.2 盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚454.4 制动主缸行程的计算454.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚464.5.1 制动主缸活塞宽度464.5.2 制动主缸筒的壁厚464.6 制动踏板力与踏板行程464.7 真空助力器484.7.1 真空助力器的选择484.8 制动液的选择与使用494.9 制动力分配的调节装置494.9.1 感载比例阀504.10 本章小结51结论52参考文献53致谢54附录155附录260SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名张琳琳系部汽车工程系专业、班级车辆工程B05-17班指导教师姓名苏清源职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型商用车制动系统设计一、课题研究现状,选题的目的、依据和意义1、研究现状随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，发达国家正在将大量先进技术应用到提高商用车的制动性能方面。除了传统的制动防抱死系统（ABS）、驱动防滑系统（ASR）、电子控制系统（EBS）、巡航控制系统（ACC）灯系统外，制动系统的零部件如空压机、制动器灯技术领域也日益模块化、高可靠性发展。近几年伴随着中国商用车的迅猛发展，其制动系统也发生着深刻的变化，主要体现在制动系统总体性能的逐步提高和电子化的应用等方面。我国目前将GB126761999汽车制动系统结构、性能和实验方法、GB72582004机动性运行安全技术条件、GB/T135942003机动车和挂车防爆制动性能和试验报告GB185652001营运车辆综合性能要求和检验方法等作为汽车制动标准中最为重要的汽车制动系统的强制性标准。它们对汽车行车制动、应急制动和驻车制动系统的结构、性能要求和评价方法做出了明确的规定。其中，有关应急制动、制动系统部分失效时的剩余制动性能和行车制动系统双回路控制的规定对商用车安全性的提高更具有重要的意义。2、目的、依据和意义汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。因此，必须充分考虑制动系统的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行汽车的制动系统的设计以满足汽车安全行驶的要求。据有关资料的介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。因此制动系统设计是汽车设计中重要的环节之一。本题目的是根据整车参数进行汽车前后轴载荷计算；前后轴所需最大制动力矩计算；前后轴制动力矩分配理想曲线的分析以及制动系统中主要组成部件的计算、分析以及确定各部件的设计方案，以使汽车制动系统的零部件满足汽车制动的需要。使前后轴制动力分配符合或接近理想制动力分配的要求，从而提高汽车制动时的制动效能以及制动效能的稳定性，提高汽车的行驶安全性。通过本次设计可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。对汽车制动系统各部分的组成及功用有了更深入的了解。由于本题目模拟工程一线实际情况，自己通过毕业设计可与工程实践直接接触，可达到面向工程一线的应用型本科要求。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、研究的基本内容（1）汽车制动器的类型及工作原理（2）汽车制动器的设计校核方法（3）汽车制动系统的驱动形式（4）汽车前后轮制动力的分配2、拟解决的主要问题（1）根据设计要求选择制动系统方案及制动驱动方式（2）根据计算的制动力矩设计制动器（3）对设计的制动器零部件进行强度校核（4）合理分配前后轮制动器制动力使其符合或接近理想要求三、技术路线（研究方法）汽车制动系统设计相关资料收集汽车理想制动状态计算分析制动系主要参数的确定制动驱动机构结构形式选择及计算分析制动器设计校核计算分析驻车制动器设计计算分析行车制动器设计计算分析理论最大制动力矩计算分析制动器主要零部件的设计计算制动器设计及计算制动器结构形式的选择四、进度安排1、调研第一周（3月2号3月8号）2、开题报告、文献综述第二周（3月9号3月15号） 3、制动方案确定第三周（3月16号3月22号）4、制动器设计计算第四周至第五周（3月23号4月5号） 5、制动主缸、轮缸的设计计算第六周至第七周（4月6号4月12号）6、制动管路布置第八周（4月13号3月19号）7、中期检查答辩第九周（4月20号4月26号）8、完成装配图第十周至第十一周（4月27号5月10号）9、完成零件图第十二周至第十三周（5月11号5月24号）10、完成设计说明书第十四周（5月25号5月31号）11、审查图纸、计算及设计说明书第十五周（6月1号6月7号） 12、修改图纸、计算及设计说明书第十六周（6月8号6月14号） 13、毕业答辩第十七周（6月15号6月21号）五、参考文献1 方泳龙.汽车制动理论与设计.北京：国防工业出版社，2005：120.2 刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算北京：清华大学出版社，2004：2050.3 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2006：257285.4 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，2006年：89.5 陈家瑞.汽车构造（下），机械工业出版社：2005年8月，第四版.293294.6 刘品，李哲.机械精度设计与检测基础.哈尔滨：哈尔滨工业出版社，2005：5155.7刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001：450461.8程国华.汽车制动系统发展漫谈：汽车运用，2003年第6期.9朱旬，金海东.轿车制动主缸结构浅析：汽车研究与开发，1999 年第 2 期. 10陈步童.微型汽车制动系统常见故障诊断与检修：无锡职业技术学院学报，2003.4期.11 凤勇.汽车机械基础.北京：人民交通出版社，2005年9月，第一版.51.12全国文献工作标准化技术委员会.GB/T 12676-1999 中国标准书号S.北京：中国标准出版社，1999. 13 全国文献工作标准化技术委员会.GB 5763-1998 中国标准书号S.北京：中国标准出版社，1998. 14Journal of Materials Engineering and Performance，Microstructure and detachment mechanism of friction layers on the surface of brake shoes 2003：1.12, No.l.15 Influence of the state of the mating friction elements of the drum brake on the outer thermal field：Engineering transaction, 2002，vo150：No.1-2.六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要Abstract第1章绪论11.1 制动系统设计的意义11.2 制动系统研究现状11.3 制动系统设计内容21.4 制动系统设计要求2第2章制动系统总体方案设计32.1 制动器的结构型式的选择32.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择52.3 制动管路的多回路系统72.4 本章小结9第3章制动器设计计算103.1 轻型商用车的主要技术参数103.2 制动系统的主要参数及其选择113.2.1 同步附着系数113.2.2 制动强度和附着系数利用率123.2.3 制动器最大的制动力矩143.3 制动器因数和制动蹄因数153.4 制动器的结构参数与摩擦系数183.4.1 鼓式制动器的结构参数183.4.2 盘式制动器的结构参数203.5 制动器的设计计算213.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律213.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算243.5.3 制动蹄片上的制动力矩253.6 摩擦衬片的磨损特性计算313.7 制动器的热容量和温升的核算323.8 驻车制动计算333.9 制动器主要零件的结构设计343.9.1 制动鼓343.9.2 制动蹄353.9.3 制动底板353.9.4 制动蹄的支承353.9.5 制动轮缸363.9.6 制动盘363.9.7 制动钳363.9.8 制动块373.9.9 摩擦材料373.9.10 制动摩擦衬片373.9.11 制动器间隙383.10 制动蹄支承销剪切应力计算393.11 本章小结40第4章制动驱动机构的设计计算424.1 轮缸直径与工作容积424.1.1 盘式制动器直径与工作容积424.1.2 鼓式制动器直径与工作容积434.2 制动主缸直径与工作容积434.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚444.3.1 盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚444.3.2 盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚454.4 制动主缸行程的计算454.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚464.5.1 制动主缸活塞宽度464.5.2 制动主缸筒的壁厚464.6 制动踏板力与踏板行程464.7 真空助力器484.7.1 真空助力器的选择484.8 制动液的选择与使用494.9 制动力分配的调节装置494.9.1 感载比例阀504.10 本章小结51结论52参考文献53致谢54摘要国内汽车市场迅速发展，随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。本说明书主要根据已有的CA1041车辆的数据对制动系统进行设计。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用液压双回路前盘后鼓式制动器。除此之外，它还介绍了前后制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择及制动管路布置形式等的设计过程。关键字：制动；鼓式制动器；盘式制动器；液压；制动管路ABSTRACTThe rapid development of the domestic vehicle market, However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.This paper mainly introduces the design of braking system ,which based on the data of brake system used in CA1041. Fist of all, braking systems development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameters choice of main components braking and channel settings.Key words: braking; brake drum; brake disc; hydroid pressure; Brake pipe第1章绪论1.1制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系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，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、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动系统的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；本系统采用型双回路的制动管路以保证制动的可靠性；采用真空助力器使其操纵轻便；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 1.2制动系统研究现状车辆在行驶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。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价：（1）制动效能:即制动距离与制动减速度；（2）制动效能的恒定性：即抗热衰退性；（3）制动时汽车的方向稳定性；目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。1.3制动系统设计内容（1）研究、确定制动控制采用气压方式还是液压（真空助力、真空增压或油气混合）方式（2）研究、确定制动系统的构成 1）设计制动系统示意图。 2）驻车制动采用的形式。 3）是否需要有辅助制动。（3）汽车必需制动力及其前后分配的确定前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。（4）确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。（5）制动器零件设计零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。（6）制动操纵系统设计制动系操纵部件（阀类、加力器、制动气室等）的研究、选定或设计，操纵机构设计；（7）管路设计管路布置、设计。1.4制动系统设计要求制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图，布置图和零件图，并对制动器进行三维建模。第2章制动系统总体方案设计汽车制动系统总体方案设计，主要涉及制动器的结构型式选择，制动驱动机构的结构型式选择，制动管路布置结构型式的选择等三个方面。本章将就这三个方面的问题进行分析论证。2.1 制动器的结构型式的选择车轮制动器主要用于行车制动系统，有时也兼作驻车制动之用。制动器主要有摩擦式、液力式、和电磁式等三种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器2。摩擦式制动器按摩擦副结构不同，可以分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用于中央制动器；鼓式和盘式应用最为广泛。鼓式制动器广泛应用于商用车，同时鼓式制动器结构简单、制造成本低。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。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的凸缘上(对车轮制动器)或变速器壳或与其相固定的支架上(对中央制动器)；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦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，并利用制动鼓的外圆柱表面和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。现外束型鼓式制动器主要用于中央制动器的设计1。相对于鼓式制动器盘式制动器具有以下优点：（1）热稳定性好；（2）水稳定性好；（3）制动稳定性好；（4）制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关；（5）在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的结构尺寸和质量比鼓式制动器的要小；（6）盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也比较简单，维修、保养容易；（7）制动盘与摩擦衬块间的间隙小，一次缩短了油缸活塞的操作时间，并使驱动机构的力传动比有增大的可能；（8）制动盘的热膨胀量不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使得间隙自动调整机构的设计可以简化；（9）易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性与安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动；（10）能方便地实现制动器磨损报警，能及时地更换摩擦衬片。作为一款轻型载货商用车，出于制造维修成本以及制动效能等方面考虑，采用前盘后鼓式制动器。鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类(见图2.1)，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同2。（a）（b）（c）（d）（e）（f）（a）领从蹄式（凸轮张开）；（b）领从蹄式（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）双向增力式图2.1鼓式制动器简图制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片之间的间隙。因此得到广泛的应用，特别是用于乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器2。轻型商用车总质量较小，因此采用结构简单，成本低的领从蹄式鼓式制动器。按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器分为钳盘制动器和全盘制动器两大类。全盘制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦便面全部接触。这种制动器的散热性差，为此，多采用油冷式，结构复杂。前盘式制动器按制动钳的结构形式可分为固定钳盘和浮动钳盘两种。其中浮动前盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块客兼用于行车制动和驻车制动。因此作为轻型商用车前制动器采用浮动前盘式制动器。2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以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，如表2.1所示。表2.1 制动驱动机构的结构型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限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伺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制动系空气液压伺服制动系制动液简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠(故障少)，还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中2。液压式简单制动(通常简称为液压制动)用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短(0.10.3s)；工作压力高(可达1020MPa)，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动块的压紧机构)，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高(液压系统有自润滑作用)。液压制动的主要缺点是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0.3s0.9s)，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件继动阀(亦称加速阀)以及快放阀；管路工作压力低，一般为0.5MPa0.7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式(常压式)与开式(常流式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压)一般可达0.05MPa0.07MPa；空气伺服制动的伺服气压一般能达到0.6MPa0.7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于总质量在1.1t1.35t以上的轿车和装载质量在6t以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6t12t的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。CA1041总质量4.06t，本次设计采用真空助力式伺服制动系统。2.3 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。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，以便当一个回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根据GB 72582004规定制动系统部分管路失效的情况下，应能有一定的制动力。（a）（b）（c）（d）（e）1双腔制动主缸；2双回路系统的一个分路；3双回路的另一分路图2.2双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图2.2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2.2(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。在各类汽车上都有采用，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，则一旦前轮抱死就会失去转弯制动能力。对于前驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将显著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导致汽车甩尾。图2.2(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。其特点是结构也很简单，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。所以具有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，所以多用于中、小型轿车。图2.2(c)的每侧前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2.2(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型的结构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况下相同，剩余总制动力LL型可达正常值的80%而HH型约为50%左右。HI型单用回路3(见图2.2(c)，即一轴半)时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。本次设计采用图2.2(a)所示前、后轮制动管路各成独立的的回路系统符合了GB 72582004对制动管路布置的要求。2.4 本章小结本章主要对轻型商用车制动系统的总体设计进行了比较和论证选择，通过对制动器的结构型式、制动驱动机构的结构型式，制动管路布置的结构型式三个方面对制动系统进行了整体上的选择。第3章制动器设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。3.1 轻型商用车的主要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表3.1所示表3.1 CA1041货车整车参数已知参数车型CA1041轴距L（mm）2850整车整备质量（Kg）2180满载质量（Kg）4060满载时质心距前轴中心线的距离（mm）1199满载时质心距后轴中心线的距离（mm）1781空载时质心高度（mm）730满载时质心高度（mm）9503.2 制动系统的主要参数及其选择3.2.1 同步附着系数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，可能有以下三种情况4。1、当时线在曲线下方，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、当时线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；3、当时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时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，即，为制动强度。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的制动强度。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。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率（或称附着力利用率）来表示，可定义为（3.1）式中：汽车总的地面制动力；汽车所受重力；汽车制动强度。当时，利用率最高。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。对于制动强度在0.150.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图3.1）之间，则认为满足条件要求；对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足的要求4。参考与同类车型的值，取。图3.1除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求3.2.2 制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知：（3.2）式中：汽车轴距，mm；制动力分配系数；满载时汽车质心距前轴中心的距离；满载时汽车质心距后轴中心的距离；满载时汽车质心高度。求得：进而求得（3.3）（3.4）式中：制动强度；汽车总的地面制动力；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力。当时，故，；。此时，符合GB126761999的要求。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。此时求得：表3.2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.10.20.30.40.50.60.72473.45238.08344.611862.315878.622716.337000.80.0620.13150.20950.29780.39870.51490.55740.6210.65750.69830.77460.79730.85820.9290GB126761999符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表3.3取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.832069.80.80601.0075GB126761999符合国家标准3.2.3 制动器最大的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。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为：（3.5）式中：汽车质心离前、后轴的距离；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（3.6）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；车轮的有效半径。对于选取较大值的各类汽车，应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制动力矩为（3.7）（3.8）式中：该车所能遇到的最大附着系数；制动强度；车轮有效半径。Nm Nm单个车轮制动器应有的最大制动力矩为、的一半，为3193 Nm 和1835.5Nm。3.3 制动器因数和制动蹄因数制动器因数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，用于评比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（3.9）式中：制动器效能因数制动器的摩擦力矩；制动鼓或制动盘的作用半径；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。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：（3.10）（3.11）整个鼓式制动器的制动因数则为（3.12）当时，则（3.13）蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图3.2所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为为摩擦系数。a，b，c，h，R 及为结构尺寸，如图3.2所示。图3.2 鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即（3.14）由上式得领蹄的制动蹄因数为（3.15）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图3.2所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即（3.16）（3.17）由式(3-15)可知：当趋近于占时，对于某一有限张开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35范围内，当张开力时，相差达3倍之多。图3.3给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数对摩擦系数的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。1领蹄；2从蹄图3.3制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系由图3.3也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，因此其效能稳定性最好。3.4 制动器的结构参数与摩擦系数3.4.1 鼓式制动器的结构参数1、制动鼓直径当输入力一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径的尺寸受到轮辋内径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径的尺寸。由于CA1041采用16的轮辋所以取，制动鼓直径与轮辋直径之比的一般范围为：货车。=40.64mmmm2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm。摩擦衬片的包角通常在范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。综上所述选取领蹄，从蹄单个制动器摩擦面积：（3.18）式中：单个制动器摩擦面积，mm2制动鼓内径，mm；制动蹄摩擦片宽度，mm；分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。cm2表3.4 制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）由表3.4数据可知设计符合要求。3、摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3.4所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。领蹄包角从蹄包角图3.4鼓式制动器的主要几何参数4、张开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图3.4）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际情况取mm5、制动蹄支销中心的坐标位置与如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取mm，以使尽可能地大，初步设计可暂取，根据设计的实际情况取mm。3.4.2 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。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=0.350.4已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算结果接近实际值。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。3.4.2 盘式制动器的结构参数1、制动盘直径D制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选择轮辋直径的7079，而总质量大于2t的汽车应取上限mm取制动盘直径mm2、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，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择10mm20mm，选择制动盘厚度为h=15mm。3、摩擦衬块工作面积A 推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范围内选取。根据推荐值取2.2，依汽车质量2180kg，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为。 4、摩擦衬块内半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。取摩擦衬块外半径，内半径则摩擦衬块半径选取符合要求。3.5 制动器的设计计算3.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：（1）制动鼓、蹄为绝对刚性；（2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；（3）压力与变形符合虎克定律由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。如图3.5所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为= （3.19）式中；制动蹄的作用半径。由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为图3.5 制动摩擦片径向变形分析简图从图3.5中的几何关系可看到=因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 (3.20)式中：摩擦片上单位压力。即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90的径向线上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式（3.21）式中：W磨损量；K磨损常数；摩擦系数；单位压力；磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。图3.6 作为磨损函数的压力分布值通过分析计算所得压力分布规律如图3.6所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系：（3.22）式中：磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。结果表示于图3.6。3.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得：（1）定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向；（2）参见3.4.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令；（3）在张开力P作用下，确定最大压力值。参见图3.7，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得ph=RMsind-R(R-Mcos)sind （3.23）据此方程式可求出的值。图3.7 制动蹄摩擦力矩分析计算4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) （3.24）5、由公式(3.9)导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领从蹄制动器的制动因数进行分析计算。单个领蹄的制动蹄因数BFTl (3.25) 单个从蹄的制动蹄因数BFT2 (3.26)以上两式中：以上各式中有关结构尺寸参数见图3.8。整个制动器因数为图3.8 支承销式制动蹄3.5.3 制动蹄片上的制动力矩1、鼓式制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图3.8所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： (3.27)而摩擦力产生的制动力矩为在由至区段上积分上式，得 (3.28)当法向压力均匀分布时， (3.29)式（3.24）和式（3.25）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。图3.9 张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下： (3.30)式中:单元法向力的合力；摩擦力的作用半径(见图3.9)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： (3.31)式中：轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。解式(3.27)，得 (3.32)对于增势蹄可用下式表示为 (3.33)对于减势蹄可类似地表示为 (3.34)图3.10 制动力矩计算用图为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将(见图3.10)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（3.23）有： (3.35)因此对于领蹄： (3.36)=式中：。根据式(3.24)和式(3.26)，并考虑到 (3.37)则有 (3.38)=0.183对于从蹄： =式中：则有： (3.38)=0.179 由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即（3.39）由式（3.33）和式（3.34）知=0.3=0.09对于液压驱动的制动器来说，所需的张开力为Nm (3.40)计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： (3.41) (3.42)成立，不会自锁。由式(3.24)和式(3.29)可求出领蹄表面的最大压力为： (3.43)=1.26式中：，见图3.9；，见图3.10；摩擦衬片宽度；摩擦系数。因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。2、盘式制动蹄片上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如图3.11所示，今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（3.44）式中：摩擦系数；N单侧制动块对制动盘的压紧力(见图3.11)；R作用半径。图3.11 盘式制动器计算用图图3.12 钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如图41所示，平均半径为式中，扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图3.12，在任一单元面积只上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中q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（3.45）因，故。当，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块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。由求得：N则单位压力 Nm Nm因此盘式制动器主要参数选取也符合设计要求。3.6 摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，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，则衬片的磨损愈严重。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W/mm2。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 (3.46)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，m/s；计算时总质量3.5t以上的货车取=18m/s；制动减速度，m/s2，计算时取=0.6；制动时间，s；Al，A2前、后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 (3.47) 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜，但当制动初速度低于式(3.40)下面所规定的值时，则允许略大于1.8W/mm2，盘式制动器比能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。W/mm2 W/mm2因此，符合磨损和热的性能指标要求。3.7 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 (3.48)式中：各制动鼓的总质量；与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/（kgK），对铝合金c=880 J/（kgK）；与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；制动鼓(盘)的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15)；L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、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 (3.49)式中满载汽车总质量；汽车制动时的初速度；汽车制动器制动力分配系数。盘式制动器：鼓式制动器：由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。3.8 驻车制动计算图3.11为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (3.50)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (3.51) 图3.11 汽车在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 (3.52)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 (3.53)汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 (3.54)一般对轻型货车要求不应小于16%20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值 (因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为Nm3.9 制动器主要零件的结构设计3.9.1 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(图3.13(a)；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(图3.13(b)；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图3.12(c)在轿车上得到了日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1冲压成形辐板；2铸铁鼓筒；3灰铸铁内鼓；4铸铝台金制动鼓图3.13 制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图3.12所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为1520Ncm；对货车为3040Ncm。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712mm，中、重型货车为1318mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。CA1041属于轻型载货汽车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取14mm。3.9.2 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、山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为35mm；货车的约为58mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.55mm；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，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。因此，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取5mm和6mm。3.9.3 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KTH 37012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。因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。3.9.4 制动蹄的支承二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 37012)或球墨铸铁(QT 40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。本设计为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，采用支承销。3.9.5 制动轮缸是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。由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推动。3.9.6.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。本设计采用通风式制动盘。3.9.7制动钳制动钳由可锻铸铁 K TH37012 或球墨铸铁 QT40018 制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两个由螺栓连接。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。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。 3.9.8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，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取14mm。3.9.9 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，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差8。3.9.10 制动摩擦衬片在GB 5763-1998汽车用制动器衬片中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中，第1类为驻车制动器用；第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用；第3类为中重型汽车的鼓式制动器用；第4类为盘式制动器用17。其摩擦性能见表3.5表3.5 汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项目试验温度1001502002503003501类摩擦系数0.300.700.250.700.200.70指定摩擦系数的允许偏差0.100.120.12磨损率（V），107cm3/（Nm）1.002.003.002类摩擦系数0.250.650.250.700.200.700.150.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.12磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.002.003类摩擦系数0.250.650.250.700.250.700.200.700.150.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.120.14磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.001.503.004类摩擦系数0.250.650.250.700.250.700.250.700.250.700.200.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.120.140.14磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.001.502.503.503.9.11 制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm，盘式制动器的为0.10.3mm；此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图3.14所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环1装在轮缸活塞2内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是一个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打400。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程5。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图3.14所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环内端面之间1限位摩擦环；2活塞；3制动轮缸图3.14制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触（即间隙消失）时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到0.8，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移，补偿了制动器的过量间隙。3.10 制动蹄支承销剪切应力计算在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩及张开力（见3.4节）后，可根据图求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下： (3.55)式中：支承销的截面积。也可以用下述的简化方法求得：如图3.15所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力与支承销的反力分别平行，如图3.15所示。对两蹄分别绕中心点取矩，得 (3.56)图3.15 制动蹄支承销剪切应力计算图一般来说，的值总要大于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可：（3.57）式中：见图3.15；支承销的截面积；摩擦系数；许用剪切应力。由式（3.28）知：因此由式（3.56）知MPa 支承销采用45号钢制成，其许用剪切应力=2545MPa9，因此符合剪切应力要求。 3.11 本章小结本章是全文的重点内容，首先根据汽车的一些数据参数对制动器的制动力分配系数，同步附着系数进行了设计计算。在知道汽车的最大附着系数以后对车辆的制动强度，制动器最大制动力矩进行了分析，对制动器因数与制动蹄因数进行了介绍分析。在有关的整车总布置参数和制动器的结构型式确定后，即可参考已有的同类等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。经过设计初步选取了制动鼓半径；制动蹄摩擦衬片包角及宽度；摩擦衬片起始角；张开力的作用线至制动器中心的距离；制动蹄支销中心的坐标位置与；制动盘的半径R；衬块的面积等制动器的基本参数。经过对制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律的分析，结合GB 7258-2004中对汽车制动性能的要求，在求出制动力矩后，计算出了张开力。而后对制动器的制动器因数进行了计算，对摩擦衬片的磨损特性进行了校核。对制动器的热容量和升温进行了核算。在对驻车制动计算后对制动器主要的零部件的结构进行了设计。最后对制动器的主要零件的强度进行了校核计算。第4章制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。4.1 轮缸直径与工作容积为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构的、传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式： (4.1)式中：考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，8MPa 12MPa。制动管路液压在制动时一般不超过10MPa12MPa，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格9。轮缸直径应在GB 752487标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。4.1.1 盘式制动器直径与工作容积根据前面算得的结果：，选取MPa，求： mm (4.2)由此，选取制动轮缸的直径mm一个轮缸的工作容积 (4.3)式中：一个轮缸活塞的直径；轮缸的活塞数目；一个轮缸活塞在完全制动时的行程： (4.4)在初步设计时，对鼓式制动器可取mm2.5mm；消除制动蹄与制动鼓问的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。选取mm，求一个轮缸的工作容积。mm34.1.2 鼓式制动器直径与工作容积，选取MPa，由式(4.2)，求： mm 选取制动轮缸的直径mm选取mm，求一个轮缸的工作容积。mm3全部轮缸的总工作容积为 (4.5)式中：轮缸的数目。mm4.2 制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB 752487的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。制动主缸应有的工作容积 (4.8)式中：全部轮缸的总工作容积；制动软管在液压下变形而引起的容积增量。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，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定： (4.9)取因此求知mm根据GB 752487的系列尺寸取mm。4.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚4.3.1 盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度 (4.6)于是求知：mm。一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行9。现取壁厚10mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (4.7)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm 由于mm8.89mm所以壁厚强度满足要求。4.3.2 盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度 (4.6)于是求知：mm。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (4.7)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm 由于mm2.6mm所以壁厚强度满足要求。4.4 制动主缸行程的计算制动主缸行程的计算方法很多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程。 (4.10)式中：制动主缸的行程；轮缸活塞的面积（mm2）；主缸活塞的面积（mm2）；制动蹄支点到制动力作用点的距离（mm）；制动蹄支点到中心距离（mm）；制动鼓与制动蹄的间隙（mm）。mm。4.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚4.5.1 制动主缸活塞宽度根据已有的公式计算活塞的宽度 (4.11)于是求知：mm。4.5.2 制动主缸筒的壁厚一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行9。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (4.12)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm 由于mm5.41mm所以壁厚强度满足要求。4.6 制动踏板力与踏板行程制动踏板力Fr可用下式验算：式中：制动主缸活塞直径；制动管路的液压；制动踏板机构传动比，；真空助力器的助力比；见图4.1；制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取。图4.1 液压制动驱动机构的计算用简图 N700N(4.13)通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。制动踏板工作行程为 (4.14)式中：主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm2.0mm；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。mm170mm180mm在确定主缸容积时，应考虑到制动器零件的弹性变形、热变形以及制动衬片正

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