车辆专业-金杯载货汽车的制动系统设计【含CAD图纸、说明书】
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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985 XXX大学本科生毕业设计（论文）金杯载货汽车制动系统的设计学生姓名：_学 号：_班 级: _专 业：_指导教师：_目 录目 录2摘 要4ABSTRACT5第1章 绪论61.1 本课题研究背景61.2制动系统研究现状81.3本课题研究目的91.4本课题研究内容9第2章 制动系统的方案设计112.1 制动器的结构型式的选择112.2鼓式制动器122.2.2 双领蹄式制动器132.2.3 双向双领蹄式制动器132.2.4 单向增力式制动器132.2.5 单向增力式制动器132.2.6 双向增力式制动器142.3制动驱动机构的结构形式选择142.4 制动管路的多回路系统17第3章 制动器设计计算183.1金杯载货汽车的主要技术参数193.2 制动系统的主要参数及其选择193.2.1 同步附着系数193.2.3 制动器最大的制动力矩233.3 制动器的结构参数与摩擦系数243.3.1 鼓式制动器的结构参数243.3.2 摩擦片摩擦系数263.4 鼓式制动器的设计计算273.4.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律273.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算303.5 制动器主要零件的结构设计353.5.1 制动鼓353.5.2 制动蹄363.5.3 制动底板373.5.4 制动蹄的支承373.5.5 制动轮缸373.5.6.制动盘373.5.7制动钳383.5.8制动块383.5.9 摩擦材料383.5.10 制动摩擦衬片383.6 制动蹄支承销剪切应力计算40第4章 制动驱动机构的设计434.1 轮缸直径与工作容积434.2 制动主缸直径与工作容积454.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚454.3.1 制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚454.3.2制动器活塞宽度与缸筒壁厚464.4 制动主缸行程的计算474.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚474.5.1 制动主缸活塞宽度474.5.2 制动主缸筒的壁厚474.6 制动踏板力与踏板行程48结 论50参考文献51致 谢52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金杯载货汽车的数据对制动系统进行设计。制定出金杯载货汽车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，利用计算机辅助设计绘制装配图，布置图和零件图。关键词：汽车制动系统；制动器ABSTRACTThe rapid development of the domestic automobile market, with the increase of car ownership, the security problem has become more and more peoples attention, and the braking system is one of the important systems of automobile active safety. Therefore, how to develop a high performance braking system, to provide protection for the safe driving is the main problem to be solved. In addition, with the increasing competition in the automotive market, how to shorten the product development cycle, improve design efficiency, reduce costs, improve the market competitiveness of products, has become the key to the success of enterprises.This paper mainly based on the brake system of the existing design of Jinbei light truck data SY1041DJF1. Develop structure scheme of the gold SY1041DJF1 light-duty vehicle braking system, calculation of braking system of the main design parameters of, using computer aided design and drawing of assembly drawing, arrangement diagram and parts diagram.Key words: automobile brake system; brake第1章 绪论1.1 本课题研究背景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。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。汽车制动性就是指汽车行驶时能在短距离内停车并且维持行驶方向稳定性和在下长坡时能维持一定车速的能力，以及汽车在一定坡道上能长时间停车不动的驻车制动器性能。汽车的制动性主要由制动效能、制动效能的恒定性和制动时汽车的方向稳定性三方面来评价。 1、 制动效能： 即制动距离与制动减速度，是指在良好路面上，汽车以一定初速制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度，是制动性能最基本的评价指标。制动距离与汽车的行驶安全有直接的关系，它指的是汽车空档时以一定初速，从驾驶员踩着制动踏板开始到汽车停止为止所驶过的距离。制动距离与制动踏板力以及路面附着条件有关。制动减速度反映了地面制动力，因此它与制动器制动力（车轮滚动时）及附着力（车轮抱死拖滑时）有关。由于各种汽车动力性不同，对制动效能的要求也就不同：一般轿车、轻型货车的行驶速度高，所以要求其制动效能也高；而重型货车行驶速度相对较低，其制动效能的要求也就稍低一些。 2、 制动效能的恒定性： 制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转化为热能，汽车在繁重的工作条件下制动时（例如下长坡长时间、连续制动）或高速制动时，制动器温度常在300C以上，有时甚至达到600-700C，制动器温度上升后，摩擦力矩将显著下降，这种现象就称为制动器的热衰退。所以制动器温度升高后，能否保持在冷状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。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，称为抗热衰退性能。制动器抗热衰退性能一般用一系列连续制动时制动效能的保持程度来衡量。根据国际标准草案ISODIS6597，要求以一定车速连续制动15次，每次的制动强度为3ms2，最后的制动效能应不低于规定的冷试验制动效能（5.8ms2）的60（在制动踏板力相同的条件下）。制动器抗热衰退性能与制动器材料和制动器的结构型式有关。 此外，汽车在涉水行驶后，制动器还存在水衰退的问题。当汽车涉水时，水进入制动器，短时间内制动效能的降低称为水衰退。汽车应该在短时间内迅速恢复原有的制动效能。 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。制动过程中，有时会出现制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力而使汽车失去控制离开原来的行驶方向，甚至发生撞入对方车辆行驶轨道、下沟、滑下山坡的危险情况。一般把汽车在制动过程中维持直线行驶或按预定弯道行驶的能力称为制动时汽车的方向稳定性。制动时方向稳定性合格的车辆在试验过程中不允许产生不可控制的效应使它离开一定宽度的试验通道。 制动时汽车自动向左或向右偏驶称为“制动跑偏”。造成汽车制动时跑偏的原因有两个：一是汽车左、右车轮，特别是前轴左、右车轮（转向轮）制动器动力不相等；二是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）。其中第一个原因是制造、调整误差造成的，汽车究竟向左还是向右跑偏，要根据具体的情况而定；而第二个原因是设计造成的，制动时汽车总是向左（或向右）一方跑偏。侧滑是指制动时汽车的某一轴或两轴发生横向移动。其中最危险的情况是在告诉制动时发生后轴侧滑，此时汽车常发生不规则的急剧回转运动而失去控制，严重时甚至可使汽车调头。 前轮失去转向能力是指汽车的弯道制动时，汽车不再按原来弯道行驶而是沿弯道切线方向驶出，和直线行驶制动时转动方向盘汽车仍按直线方向行驶的现象。 侧滑和跑偏是有联系的，严重的跑偏会引起后轴侧滑，而易于发生侧滑的汽车也有加剧跑偏的趋势。失去转向能力和后轴侧滑也是有联系的，一般汽车如果后轴不会侧滑，前轮就可能失去转向能力；后轴侧滑，则前轮常仍有转向能力。由实验和理论分析得出一个结论，制动时若后轴车轮比前轴车轮先抱死拖滑，就可能出现后轴侧滑；若能使前、后轴车轮同时抱死或前轴车轮先抱死、后轴车轮抱死或不抱死，则能防止后轴侧滑。不过若前轴车轮抱死，汽车将失去转向能力。 制动跑偏、侧滑和前轮失去转向能力是造成交通事故的重要原因。一些国家对交通事故的统计表明，发生人身伤亡的交通事故中，在潮湿路面上约有13与侧滑有关；在冰雪路面上有70-80与侧滑有关。而根据对侧滑事故的分析，发现有50是由制动引起的。因此，从保证汽车制动时的方向稳定性的角度出发，首先不能出现只有后轴车轮抱死或后轴车轮比前轴车轮先抱死的情况，以防止危险的后轴侧滑?鸦其次，应尽量少出现只有前轴车轮抱死或前、后轴车轮都抱死的情况，以维持汽车的转向能力。最理想的情况是，防止任何车轮抱死，前、后车轮都处于滚动的状态，这样就可以确保制动时的方向稳定性。因此，各国都制订了一些规范来对汽车制动器的制动性提出要求。 1.2制动系统研究现状制动器有两种型式：盘式制动器和鼓式制动器。前面提到，制动过程是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转化为热能，而高温会使制动器出现热衰退现象，因此，制动器的散热能力至关重要。 鼓式制动器是最早的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。但由于结构问题使它在制动过程中散热性能差和排水性能差，容易导致制动效率下降，因此在近三十年中，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵）、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。 盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动；分泵固定在制动器的底板上固定不动；制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧。分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好像用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样（图四）。这种制动器散热快，重量轻，构造简单，调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，加速通风散热提高制动效率。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，必须要有助力装置的车辆才能使用，所以只能适用于轻型车上。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本课题研究目的通过对金杯载货汽车制动系统的设计可以掌握汽车制动系统的设计原则和方法，培养理论联系实际的工作作风。设计与专业关系紧密，可综合利用所学的汽车构造、汽车设计、机械设计、工程材料和CAD绘图等专业知识。1.4本课题研究内容制定出金杯载货汽车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，利用计算机辅助设计绘制装配图，布置图和零件图。 第2章 制动系统的方案设计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。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。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，采用鼓式制动器。2.2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：双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、单向增力式制动器、双向增力制动器。2.2.1 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。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。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。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。2.2.2 双领蹄式制动器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。2.2.3 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。2.2.4 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。2.2.5 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。2.2.6 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。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鼓式制动器简图金杯载货汽车采用结构简单，前轮采用双领蹄式鼓式制动器、后轮采用成本低的领从蹄式鼓式制动器。2.3制动驱动机构的结构形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。2.4 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。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金杯载货汽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 金杯载货汽车整车参数已知参数金杯载货汽车轴距L（mm）2500整车质量（Kg）1983装载质量（Kg）2000最高车速（km/h）95轮胎R163.2 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0.10.20.30.40.50.60.71510.213201.145107.297754.69753.5912624.915986.560.0610.13150.20950.29780.39870.51490.55740.6180.65750.69830.77460.79730.85820.9290GB126761999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0.819929.60.80651.0082GB126761999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2090.35 Nm 和1053.035Nm。3.3 制动器的结构参数与摩擦系数3.3.1 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。由于金杯载货汽车采用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： （3.9）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3.2 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。3.3.2 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 鼓式制动器的设计计算 北汽BJ2023越野车鼓式制动器设计主要采用前轮双领蹄式制动器，后轮采用后领从蹄式制动器。图3.3 双领蹄式制动器 图3.4 后领从蹄式制动器 3.4.1 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 = （3.10）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 (3.11)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 （3.12）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： （3.13）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）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 （3.14）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) （3.15）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 (3.16) 单个从蹄的制动蹄因数BFT2 (3.17)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： (3.18)而摩擦力产生的制动力矩为 在由至区段上积分上式，得 (3.19)当法向压力均匀分布时， (3.20)式（3.19）和式（3.20）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： (3.21)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： (3.22)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 (3.23)对于增势蹄可用下式表示为 (3.24)对于减势蹄可类似地表示为 (3.25)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： (3.26)因此对于领蹄： (3.36)=式中：。根据式(3.24)和式(3.26)，并考虑到 (3.27)则有 (3.28)=0.183对于从蹄： =式中：则有： (3.29)=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 （3.30）由式（3.24）和式（3.25）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 (3.31)Nm 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： (3.32) (3.33)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： (3.34)=0.28式中：，见图3.10；，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。3.5 制动器主要零件的结构设计3.5.1 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3.11(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3.11(b)；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图3.11(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3.11 制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中，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。BJ2023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。3.5.2 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。3.5.3 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。3.5.4 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。3.5.5 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。3.5.6.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。3.5.7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。 3.5.8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。3.5.9 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。3.5.10 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100150 2002503003501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）0.500.701.001.502.503.503.5.11 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，以保证制动鼓能自转动。一般鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm。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3.12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3.12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3.12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。3.6 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： (3.34)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 (3.35)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： （3.36）式中：见图3.15； 支承销的截面积； 摩擦系数； 许用剪切应力。由式知： 因此由式（3.36）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。第4章 制动驱动机构的设计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 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 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
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