制动器毕业设计【毕业论文】【汽车专业】

本科生毕业设计（论文） I 摘 要 国内汽车市场迅速发展，而轿车是汽车发展的方向。然而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。 本说明书主要介绍了 santana2000 轿车制动系统的设计。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 本科生毕业设计（论文） II Abstract The rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. 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 of the santana2000 type of car. 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 本科生毕业设计（论文） III 目 录 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 本次制动系统应达到的目标 . 2 1.4 本次制动系统设计要求 . 2 第 2 章 制动系统方案论证分析与选择 . 3 2.1 制动器形式方案分析 . 3 2.1.1 鼓式制动器 . 3 2.1.2 盘式 制动器 . 5 2.2 制动驱动机构的结构形式选择 . 6 2.2.1 简单制动系 . 6 2.2.2 动力制动系 . 7 2.2.3 伺服制动系 . 8 2.3 液压分路系统的形式的选择 . 8 2.3.1 II 型回路 . 8 2.3.2 X 型回路 . 9 2.3.3 其他类型回路 . 9 2.4 液压制动主缸的设计方案 . 9 第 3 章 制动系统设计计算 . 11 3.1 制动系统主要参数数值 . 11 3.1.1 相关主要技术参数 . 11 3.1.2 同步附着系数的分析 . 11 3.2 制动器有关计算 . 12 3.2.1 确定前后轴制动力矩分配系数 . 12 3.2.2 制动器制动力矩的确定 . 12 3.2.3 后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 . 12 3.2.4 前轮盘式制动器主要参数确定 . 14 3.3 制动器制动因数计算 . 15 3.3.1 前轮盘式制动效能因数 . 15 3.3.2 后轮鼓式制动器效能因数 . 15 3.4 制动器主要零部件的结构设计 . 16 本科生毕业设计（论文） IV 第 4 章 液 压制动驱动机构的设计计算 . 19 4.1 后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 . 19 4.2 前轮盘式制动器液压驱动机构计算 . 20 4.3 制动主缸与工作 容积设计计算 . 21 4.4 制动踏板力与踏板行程 . 21 4.4.1 制动踏板力pF . 21 4.4.2 制动踏板 工作行程 . 22 第 5 章 制动性能分析 . 23 5.1 制动性能评价指标 . 23 5.2 制动效能 . 23 5.3 制动效能的恒定性 . 23 5.4 制动时汽车的方向稳定性 . 23 5.5 制动器制动力分配曲线分析 . 24 5.6 制动减速度 j . 25 5.7 制动距离 S . 25 5.8 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算 . 26 5.9 驻车制动计算 . 27 第 6 章 总 论 . 29 参考文献 . 30 致 谢 . 31 附 录 1. 错误 !未定义书签。 附 录 2. 错误 !未定义书签。 本科生毕业设计（论文） 1 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健装置，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。本次毕业设计题目为 Santana2000 轿车 制动系统设计。 通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定 Santana2000 轿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 X 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 0,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 本科生毕业设计（论文） 2 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 本次制动系统应达到的目标 1）具有良好的制动效能 2）具有良好的制动 效能的稳定性 3）制动时汽车操纵稳定性好 4）制动效能的热稳定性好 1.4 本次制动系统设计要求 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。最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。 本科生毕业设计（论文） 3 第 2章 制动系统方案论证分析与选择 2.1 制动器形式方案分析 汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类 。 2.1.1 鼓式制动器 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： 1、 领从蹄式制动器 如图所示，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 本科生毕业设计（论文） 4 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 5(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 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 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 本科生毕业设计（论文） 5 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。 5、 双向增力式制动器 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。 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采 用的是 领从蹄式制动器。 2.1.2 盘式制动器 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。 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。 浮动盘式制动器：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；成本低；浮动钳的制动块可兼用于 本科生毕业设计（论文） 6 驻车制动。 （ 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，其作用原理与摩擦式离合器相同。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。 通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点 : （ 1）制动稳定性好 .它的效能因素与摩擦系数关系的 K-p 曲线变化 平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。 （ 2）盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。 （ 3）输出力矩平衡 .而鼓式则平衡性差。 （ 4）制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。 （ 5）车速对踏板力的影响较小。 综合以上优缺点最终确定本次设计采用前盘后鼓式。前盘选用 浮动盘式制动器，后鼓采用领从蹄式制动器。 2.2 制动驱动机构的结构 形式选择 根据制动力原的不同，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。 2.2.1 简单制动系 简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动塌板上或手柄上的力作为制动力原。而传力方式有、又有机械式和液压式两种。 机械式的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，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。 液压式的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 (o 1s o 3s)，工作压力大 (可 达 10 MPa 12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，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，即产生所谓“汽阻”， 本科生毕业设计（论文） 7 使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时 (-25和更低时 )，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便 性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车亡已极少采用。 2.2.2 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。 动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系 3种。 1）、气压制动系 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连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为 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、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、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 (o 3s o 9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，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 o 5MPa o 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。 2）、气顶液式制动系 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。由于其气压系统的管路短，故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 9t 11t 的中型汽车上也有所采用。 3）、全液压动力制动系 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、制动反应快、制动能力 强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广 本科生毕业设计（论文） 8 泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。 2.2.3 伺服制动系 伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要出动力伺服系统产生，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。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，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。其伺服能源分别为真空能 (负气压能 )、气压能和液压能。 2.3 液压分路系统的形式的选择 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，即应是双回路系统，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，其他完好的回路仍能可靠地工作。 2.3.1 II 型回路 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。这一分路方案总后轮制动管路失效，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 本科生毕业设计（论文） 9 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。 2.3.2 X 型回路 后轮制功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于一个回路，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。因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值 (至 20 mm)，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。 2.3.3 其他类型回路 左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮 缸构成一个独立的回路，而两前轮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 KI 型。 两个独立的问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瑚式，简称 LL 型。 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功效能最好。HI、 LL、 HH 型的织构均较复杂。 LL 型与 HH 型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的 50左 占。 HL型单用回路，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。 综合以上各个管路的优缺点最终选择 X型管路。 2.4 液压制动主缸的设计方案 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 2 3 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 本科生毕业设计（论文） 10 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 2 3 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。 本科生毕业设计（论文） 11 第 3章 制动系统设计计算 3.1 制动系统主要参数数值 3.1.1 相关主要技术参数 整车质量： 空载： 1550kg 满载： 2000kg 质心位置： a=1.35m b=1.25m 质心高度： 空载： hg=0.95m 满载： hg=0.85m 轴 距： L=2.6m 轮 距 : L0=1.8m 最高车速： 160km/h 车轮工作半径： 370mm 轮 胎： 195/60R14 85H 同步附着系数：0=0.6 3.1.2 同步附着系数的分析 (1)当 0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 0时：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 0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，汽车在同步附着系数为 的路面上制动 (前、后车轮同时抱死 )时，其制动减速度为 gqgdtdu0，即0q， 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的制动强度 q 这表明只有在 0 的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出轿车 0 0.6，故取 0 =0.6 本科生毕业设计（论文） 12 3.2 制动器有关计算 3.2.1 确定前后轴制动力矩分配系数 根据公式：LhL g02 （ 3-1） 得： 67.06.2 85.06.025.1 3.2.2 制动器制动力矩的确定 由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩： eg rqhLLGM )( 1m ax2 （ 3-2） 式中： 该车所能遇到的最大附着系数； q 制动强度； er 车轮有效半径； max2M 后轴最大制动力矩； G 汽车满载质量； L 汽车轴距； 其中 q=ghaa )( 0 = 85.0)6.07.0(35.1 7.035.1 =0.66 （ 3-3） 故后轴max2M= 3707.0)85.066.035.1(6.220000 =1.57 610 Nmm 后轮的制动力矩为 2/1057.1 6 =0.785 610 Nmm 前轴max1M= Tmax1f=max21 fT =0.67/(1-0.67) 1.57 610 =3.2 610 Nmm 前轮的制动力矩为 3.2 610 /2=1.6 610 Nmm 3.2.3 后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 1、制动鼓直径 D 轮胎规格为 195/60R14 85H 轮辋为 14in 本科生毕业设计（论文） 13 轮辋直径 /in 12 13 14 15 16 制动鼓内径 /mm 轿车 180 200 240 260 - 货车 220 240 260 300 320 查表得制动鼓内径 D内=240mm Dr =14 mm3564.25 根据轿车 D/rD在 0.64 0.74 之间选取 取 D/rD=0.7 D=249mm， 2、制动蹄摩擦衬片的包角和宽度 b 制动蹄摩擦衬片的包角在 = 90 120 范围内选取。 取 = 100 根据单个制动器总的衬片米厂面积 A 取 200 300 2cm 取 A=300 2cm b/D=0.18 b=0.18 45249 mm 3、摩擦衬片初始角0的选取 根据 )2/(900 = 90 -（ 100 /2） = 40 4、 张开力 P作用线至制动器中心的距离 a 根据 a=0.8R 得： a=0.8 124.5=99.6mm 制动蹄支撑销中心的坐标位置 k与 c 根据 c=0.8R 得： c=0.8 124.5=99.6mm 5、摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜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。在假设的理想条 件下计算制动器的制动力矩，取 f=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。 所以选择摩擦系数 f=0.3 本科生毕业设计（论文） 14 3.2.4 前轮盘式制动器主要参数确定 1、 制动盘直径 D 制动盘的直径 D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，但制动盘受轮辋直径的限制。通常为轮辋直径的 70% 79%。 2、 制动盘厚度选择 制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。通常，实心制动盘厚度可取为 10 mm 20 mm； 只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为 20 mm 50 mm，但多采用 20 mm 30 mm。 3、摩擦衬块内半径 R1 与外半径 R2 摩擦衬块的外半径 R2 与内半径 R1 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。 4、摩擦衬块工作面积 A 推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在 1.6kg/ 2cm 3.5 kg/ 2cm 内选取。 下面的表格给出了一些国产汽车前轮盘式制动器的主要参数。 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/cm2 云雀 GHK7060 212 86 10 9 65.4 奥拓 SC7080 215 91 10 15.5 60 桑塔纳 2000 256 106 20 14 76 奥迪 100 256 104 22 14 96 根据以上表格查出 Santana2000 轿车盘式制动器的参数为 制动盘外径 工作半径 制动盘厚度 摩擦衬块厚度 摩擦面积 256mm 106mm 20mm 14mm 76cm2 本科生毕业设计（论文） 15 3.3 制动器制动因数计算 3.3.1 前轮盘式制动效能因数 根据公式 BF=2f f 取 0.5 得 BF=2 0.5=1 3.3.2 后轮鼓式制动器效能因数 1、 领蹄制动蹄因数： hRbc鼓 式 制 动 器 简 化 受 力 图p 根据公式bcffbhBFT11 （ 3-5） h/b=2；c/b=0.8 得 8.03.01 3.021TBF =0.79 2、从蹄制动蹄因数： 根据公式bcffbhBFT12 （ 3-6） 本科生毕业设计（论文） 16 得 8.03.01 3.022TBF=0.48 3.4 制动器主要零部件的结构设计 1、制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加 cr， Ni等的合金铸铁制成。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 20一 30，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在 l0mm 13mm 之间。本次设计采用的材料为HT250。 2、 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH370 一 12或球墨铸铁 QT400 一 18 制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。 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。 4、摩擦材料 制动摩擦材料应只有角而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应 有好的耐磨性，低的吸水 (油、制动液 )率，低的压缩率、低的热传导率 (要求摩擦衬块么 300的加热板上：作用 30min后，背板的温度不越过 190 )和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小印对人体人害的库擦材料。 当前，在制动器巾广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑 (出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成 )勺噪声消除别(主要成分为石墨 )等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差故应佐按衬片或衬块规 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及其他性能。本次设计采用的是模压材料。 5、制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。 制动鼓相对于轮毂的对中是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。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为 15N cm 20 N cm；对货车为 30 N cm 40 N cm。 本科生毕业设计（论文） 17 微型轿车要求其 制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差 0.03mm，径向跳动量 0 O 5mm，静不平衡度 1 5N.cm。 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由 ll mm 增至 20 mm 时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 7mm 12mm；中、重型载货汽车为 13mm 18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是 HT20-40。 6、制动蹄 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3mm 5mm；货车的约为 5mm 8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为 4 5mm 5mm；货车多为 8mm 以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为 HT200。 7、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。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁 KTH370 12 的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬 片磨损也不均匀。本次设计采用 45 号钢。 8、制动蹄的支承 二自由度制动筛的支承，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 (KTH370 12)或球墨铸铁 (QT400 18)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。 9、制动轮缸 制功轮缸为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。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人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 本科生毕业设计（论文） 18 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；双领路式制动器 的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。 本科生毕业设计（论文） 19 第 4章 液压制动驱动机构的设计计算 4.1 后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 根据公式pPdw 2 （ 4-1） 式中： p 考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压， p=8Mp 12Mp. 取 p=10Mp 查 Santana2000 轿车使用与维护手册得 P=7065N 6101014.37 0 6 52wd=30mm 根据 GB7524-87标准规定的尺寸中选取 ,因此轮缸直径为 30mm。 一个轮缸的工作容积wV 根据公式 nww dV 1 24 （ 4-2） 式中：wd 一个轮缸活塞的直径； n 轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： 4321 初步设计时可取 2mm-2.5mm =2mm 1 消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。 2 由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 3， 4 分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。 得 一个轮缸的工作容积 2121 230414.3wV =2826mm3 本科生毕业设计（论文） 20 4.2 前轮盘式制动器液压驱动机构计算 1、前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 根据公式pPdw 2 （ 4-4） 式中： p 考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压， p=8Mp12Mp.取 p=10Mp 查 Santana2000 轿车使用与维护手册得 P=19625N 得6101014.31 9 6 2 52wd=50mm 根据 GB7524-87 标准规定的尺寸中选取 ,因此轮缸直径为 50mm。 一个轮缸的工作容积wV 根据公式 nww dV 1 24 （ 4-5） 式中：wd 一个轮缸活塞的直径； n 轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： 4321 取 =2mm 1 消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。 2 由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 3， 4 分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。 得 一个轮缸的工作容积 112 250414.3wV =3925mm3 全部轮缸的工作容积 根据公式 mwVV 1 （ 4-6） 式中： m 轮缸的数目； V=2V1w +2V2w =2 2826+2 3925=13502mm3 本科生毕业设计（论文） 21 4.3 制动主缸与工作容积设计计算 制动主缸应有的工作容积 VVVm 式中： V 全部轮缸的总的工作容积； V 制动软管在掖压下变形而引起的容积增量； V=13502mm3 轿车的制动主缸的工作容积可取为mV=1.1V=1.1 13502=14852.2 mm3 主缸直径md和活塞行程 Sm 根据公式：mmm sdV 24 （ 4-7） 一般 Sm=(0.8-1.2)dm 取 Sm= dm 得md=34mV = 3414.32.14852 =26.65mm 根据 GB7524-87标准规 定的尺寸中选取 ,因此主缸直径为 28mm。 ms=md=28mm 4.4 制动踏板力与踏板行程 4.4.1 制动踏板力pF 根据公式： 114 2 pmp ipdF （ 4-8） 式中：md 制动主缸活塞直径； P 制动管路的液压； pi 制动踏板机构传动比；取pi=4 制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取 =0.85 0.95。 取 =0.9 根据上式得： 662 109.0 141101028414.3 pF=1710N 500N-700N 本科生毕业设计（论文） 22 所以需要加装真空助力器。 IFF Pp / 式中： I ：真空助力比，取 4。 /PF =1710/4=427.5N 500N-700N 所以符合要求 4.4.2 制动踏板工作行程 px )( 21 mmmpp six （ 4-9） 式中：1m 主缸推杆与活塞的间隙，一般取 1.5 2mm；取1m=2mm 2m 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； 根据上式得： )2228(4 px=128mm 150mm 符合设计要求。 本科生毕业设计（论文） 23 第 5章 制动性能分析 任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分组成。 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。 5.1 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。 5.2 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。 5.3 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。 5.4 制动时汽车的方向稳定性 制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。 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。 本科生毕业设计（论文） 24 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度。 方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。 制动跑偏的原因有两个 1） 汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。 2） 制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉） 前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。 侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑 应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死。 理论上分析如下，真正的评价是靠实验的。 5.5 制动器制动力分配曲线分析 对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况： 1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。 2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。 3）前、后轮同时抱死拖滑。 所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。 根据所给参数及制动力分配 系数，应用 MATLAB 编制出制动力分配曲线如下： 当 I 线与 线相交时，前、后轮同时抱死。 当 I 线在 线下方时，前轮先抱死。 当 I 线在 线上方时，后轮先抱死 通过该图可以看出相关参数和制动力分配系数的合理性。 本科生毕业设计（论文） 25 5.6 制动减速度 j 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 j = mrM r /总 式中 总M ：汽车前、后轮制动力矩的总合。 总M = M 1 + M 2 =785+1600=2385Nm rr -滚动半径 rr =370mm Ga 汽车总重 Ga=2000kg 代入数据得 j =(785+1600)/0.377 2000=6.16 m/s2 轿车制动减速度应在 5.8 7m/s2 ,所以符合要求。 5.7 制动距 离 S 在匀减速度制动时，制动距离 S为 S=1/3.6（ t1 2 + t1 1 2 /2） Va+ Va2 /254 式中， t1 2 :消除蹄与制动鼓间隙时间，取 0.1s 本科生毕业设计（论文） 26 t1 12：制动力增长过程所需时间取 0.2s 故 S=1/3.6（ 0.1+ 0.2/2） 30+ 302 /254 0.7=7.2m 轿车的最大制动距离为： ST=0.1V+V2 /150 V取 30km/小时。 ST=0.1 30 +302 /150=9m S ST= 所以符合要求 5.8 摩擦衬片（衬块）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制动摩擦产生的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，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。 1）比能量耗散率 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 22121 1()122am v vetA 22122 2()1 (1 )22am v vetA 式中： ：汽车回转质量换算系数，紧急制动时 02 v ， 1 ； am：汽车总质量； 1v ， 2v ：汽车制动初速度与终速度， m /s ；计算时轿车取 27.8m /s ； t ：制动时间， s ；按下式计算 t=jvv 21 =27.8/6=4.6s j ：制动减速度， 2/sm ， gj 6.0 0.610 6 2/sm ； 1A ， 2A ：前、后制动器衬片的摩擦面积； 1A =7600mm2 ,质量在 1.5 2.5/t 的轿车摩擦衬片面积在 200-300cm2 , 本科生毕业设计（论文） 27 故取2A=30000mm2 ：制动力分配系数。 则 1211 221tAvme a = 67.076006.422 8.271550 2 =5.7 2/mmw 轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0 2/mmw ，故符合要求。 )1(2212212 tAvme a = )67.01(3 0 0 0 06.422 8.271550 2 =0.7 2/mmw 轿车鼓式制动器的比能 量耗散率应不大于 1.8 2/mmw ，故符合要求。 2） 比滑磨功fL 磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功fL来衡量： 2 2 m ax faaf LAvmL 式中：am：汽车总质量 A：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积， A 21 22 AA 2cm= 2763002 =752cm