盘式制动器设计说明书.doc

南昌大学科学技术学院第一章 绪 论1.1 制动器设计的意义以市场为导向是市场经济的一个最重要特征。我国是一个发展中国家，改革开放以来，由于经济体制的改革和市场经济的迅速发展，汽车在现代生活中扮演着越来越重要的角色。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。而汽车的制动性是汽车的主要性能之一，它直接关系到人民的生命财产安全，是汽车行驶的重要保障。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。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对汽车安全性、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器。在诸多的制动器当中，盘式制动器倍受青睐。盘式制动器作为新型的能提高汽主动安全性，且较好的解快了制动噪音污染、制动过程中粉尘污染、维修频繁等鼓式制动器无法解快的问题，在汽车上应用必将更广泛，意义更深远。1.2 本次制动器设计应达到的目标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1.3 本次制动器设计要求制定出制动器的结构方案，确定计算制动器的主要设计参数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。第二章 制动器形式选择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盘式和鼓式两大类2.2 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全盘式和钳盘式两大类。（1）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。（2）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为浮钳盘式制动器、定钳盘式制动器等。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驻车制动。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求2.3 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25(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。综合以上优缺点最终确定本次设计采用浮动盘式制动器。第三章 盘式制动器的机构设计3.1 盘式制动器的主要元件简介盘式制动系统的基本零件是制动盘，轮毂和制动卡钳组件。制动盘为停止车轮转动提供摩擦表面。车轮通过双头螺栓和带突缘的螺母装到制动盘毂上。毂内有允许车轮转动的轴承。制动盘的每一面有加工过的制动表面。液压元件和摩擦元件装在制动卡钳组件内。制动卡钳装到车辆上时，它跨骑在制动盘和轮毂的外径处。进行制动时，靠主缸的液压力，制动卡钳内的活塞被迫外移。活塞压力通过摩擦块夹住制动盘。由于施加在制动盘两侧的液压力是方向相反，大小相等的，制动盘不会变形，除非制动过猛或持续加压。制动盘表面的摩擦能生成热。由于制动盘在转动。表面没有遮盖，热很容易消融到周围空气中。由于迅速冷却的特性，即使在连续地猛烈制动之后，盘式制动器比抗制动衰退性好和停车平稳。3.2 盘式制动器主要零件的功用3.2.1制动钳制动钳的作用是提供推动摩擦块压紧制动盘制动表面所需的液压力。它也安放和支撑摩擦块。制动夹钳至少有一个装在活塞缸筒内的大液压活塞。活塞常常是钢制的，在此设计中选用酚醛树脂作为活塞材料。因为酚醛树脂活塞可以提供更轻的制动系统，还有很好的绝热性能，可以防止热量传给制动液。活塞的工作过程如下：制动器松开时，制动盘的制动表面与摩擦块之间的间隙很小。制动时，液压压力进入活塞右面的制动钳壳体。较大的卡钳活塞以很大的力移向制动盘，迫使紧靠着活塞的摩擦块压紧制动盘。制动卡钳还移动并迫使另一摩擦块压紧制动盘的另一侧。制动期间，活塞右面的液压力增加。作用在活塞底部和缸筒底部的压力是相等的。施加到活塞的压力传递到内制动摩擦块，迫使衬块压紧制动盘内表面。施加到缸筒底部的压力迫使制动卡钳在安装螺栓上向内滑动。由于制动卡钳是整体的，这个运动造成制动卡钳的外侧部分施加压力到外侧摩擦块的背部，迫使衬片压紧制动盘的外表面。当管路液压力提高，摩擦块与衬块被施加的力压紧制动盘表面，使车辆停车。制动与不制动，实际上压力引起制动卡钳和活塞的运动非常小。制动力解除时，活塞和制动卡钳只不过松弛到松开位置。在松开位置，摩擦块与制动盘表面距离很小。使摩擦块不接触制动盘并没有采用回位弹簧，这由制动卡钳活塞的密封圈来完成。制动时，活塞密封圈变形，或受液压而弯曲。压力解除时，密封圈变形复原，拉回活塞和衬块。3.2.2制动盘制动盘的材料一般是珠光体铸铁。其形状有平板式和帽形两种。在此设计中采用的是平板式，制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不大于8um，因厚度不均匀能引起制动踏板振动。盘面摆差不应大于0.1mm。摆差过大将发生制动块反撞，顶撞活塞，导致制动时踏板振动，踏板行程也会加大。制动盘毂内含有车轮轴承，后轮驱动汽车的前轮或前轮驱动的后轮常常用两个圆锥滚柱轴承支持。圆锥滚柱轴承有两个主要零件：锥轴承内圈和外圈。锥轴承内圈由若干淬火钢制圆锥滚珠组成，滚珠骑在内圈上，并由保持架保持在一起。外圈压装在毂内，锥轴承内圈装如外圈。这样提供两个表面，内圈和外圈，供滚柱滚动。前轴轴承上的制动盘和毂必须能在转向节轴上自由转动。大的圆锥滚柱轴承装在内侧的毂与轴之间。小圆锥滚柱轴承装在外侧的毂与轴之间。轴承用推力垫圈、螺母、琐紧螺母以及开口销保持定位。防尘盖盖住该组件，保持尘土进不去，润滑脂出不来。内侧的密封圈防止润滑脂由此处溢出。所以在设计当中要用防护板防止泥沙溅上衬块，以免制动盘被划出刻痕。同时，由于摩擦盘积聚了大量的热量，在此设计中制动盘做成是通风型，既铸造成中间若干叶片相连的双层盘。这可以大大增加散热面积，但盘的全厚度较大。根据设计任务中给出的轮胎尺寸初步选定制动盘的直径D，盘的厚度。旋转元件是制动盘，它和轮毂装在一起，并和车轮一起转动。制动盘两个制动表面之间沿径向铸有三十六条肋，形成三十六条通风道以便散热。固定元件是制动钳，装在安装架上，制动钳安装架固定在前桥转向节上。3.2.3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连接在一起。衬块过为扇行，也有矩形、正方形或长圆形的，在本设计中选用的是扇行，活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液化和减小制动器噪声，可在摩擦衬块与背块后粘一层隔热减振垫。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。在此设计中还在盘式制动器的衬块内镶有电触点。当摩擦块磨损到需要更换时，触点露出，与制触，警报灯即开亮。3.3 盘式制动器主要零部件设计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l0mm13mm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.这里设计用两个等直径活塞. 第四章 盘式制动器的设计计算 4.1 相关主要技术参数 整备质量： 1240 kg载客人数 2 人 最大总质量： 2515 kg质心高度： 空载：hg=838 mm 满载：hg=821.5mm轴 距： L=3000 mm载荷分配: 空载：前 600 kg 后 640 kg 满载：前900 kg 后 1615 kg轮 胎： 165/70R14 4.2盘式制动器主要参数的确定4.2.1 制动前盘直径D 制动盘直径D应尽可能取大些，这使制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%79%。根据在给出的汽车轮胎半径为14in，即轮辋直径为1425.4=355.6356mm，同时参照一些车型的制动盘直径后选定该轻型较车盘式制动器的制动盘直径为280mm（制动盘的直径取轮辋直径的78.6%）。4.2.2 制动前盘厚度h 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客车制动盘，其厚度约在l0mm13mm之间。为了使质量小些，制动盘厚度不宜取得很大。这里取厚度为12mm。4.2.3前盘摩擦衬块外半径与内半径摩擦衬块的外半径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。根据前面制动盘直径的确定：由于制动盘的半径为140mm，而摩擦衬块的外半径要比制动盘的半径小，初取130mm。则为90mm。对于常见的具有扇行摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取R等于平均半径，同时也等于有效半径，而平均半径，而式中、也就是摩擦衬块的内外半径，即擦衬块的有效半径文献3 R= (41)与平均半径R=110mm的值相差不大，且满足m=1,的要求，所以取R=110mm 。4.2.4前盘制动衬块面积A 对于盘式制动器的工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.63.5范围内选用。 则制动衬块的面积为文献3： （4-2）式中，、为衬块的内外半径。 图4摩擦衬块几何状况为制动衬块在制动盘上所占的中心角，一般为，在此取的即弧度。4.3制动力和制动力矩的确定通过满载时的前轮支反力，得到最大地面制动力矩，而后通过它于制动器制动力矩的关系，求出初始,再求出d,并根据国标对制动轮直径d 进行选值，反过来求出实际设计时的和制动力矩。假定制动衬块的摩檫表面全部与制动盘接触。且各单位压力分布均匀，则制动器制动力矩文献3： （4-3）式中： f - 摩檫系数取0.3； -单侧制动块对对制动盘的压紧力； R -作用半径。 且 （4-4）式中： ：满载时前轮的支反力，其值为900Kg9.8=8820N。：地面峰值附着系数，设计的该客车大致都在干燥或潮湿的沥青路面上行驶，根据文献4可取=0.7。 r: 车轮有效半径，文献5车轮直径=车轮宽度*扁平率*2+轮辋直径*25.4 =1650.72+1425.4=587mm，所以车轮半径为r=587/2=293.5 根据 得： （4-5） 即 计算得 由制动轮缸对制动块施加的张开力与轮缸直径d文献3和制动管路压力P的关系为 。可以计算出轮缸最小直径： （4-6）式中：P：制动管路压力，对于盘式制动器选取为14；：在GB752487中选择标准规定的尺寸中选取，此处选取的值为38mm。根据轮缸半径的确定，则 (4-7)因为所以，所以满足要求4.4摩擦衬块的磨损特性计算摩擦衬块的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑摩速度等多种因素有关，因此在理论上计算磨损特性能极为困难。但实验表明，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。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及散发到大气中，而被制动器所吸收，指使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬块大许多倍，所以制动盘的表面温度很高。在这种情况下，必须用比能量耗散率来衡量衬块的磨损特性。单个前轮的制动器的比能量耗散率为文献3： （4-8）式中，：为汽车总质量2515； ：为制动时间（），=S=3.78S； ：为制动减速度（），计算时取； ：为前制动器衬块的摩擦面积（）。 ：为汽车回转质量换算系数，在紧急制动到停车的情况下，并可以认为。 、：制动初速度和终速度（），计算时取 ：为制动力分配系数。在式（4-4）中，取路面峰值附着系数为0.7，考虑到前后轮同步抱死，取同步附着系数也为0.7。由代入数据 0.7=（3000*-1073.6）/821.5计算得。轿车的比能量耗散比应不大于6.0。而。满足要求。4.5制动器热容量和温升的核算 要核算制动器的热容量和温升是否满足下列条件： （4-9）式中：前轮各制动盘的总质量； 与前轮制动盘连接的受热金属件（如轮辐、轮辋、制动钳体等）的总质量，这里取。 制动盘材料的比热容，对； 与制动盘相连的受热金属件的比热容； 制动盘的温升（一次由到完全停车的强烈制动，温升不应超过）； L满载汽车制动时由动能转变的热能，由于制动过程迅速，可以认为之中所产生的热全部由前、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 式中： 满载汽车总质量 ；汽车制动器动力分配系数，； 汽车制动时的初速度。可取 所以： （4-10）因此满足要求。第五章 液压制动机构的设计计算5.1分路系统文献3 为了提高制动工作可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。 双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式： 图 5 - 1a)一轴对一轴()型，如图51a所示，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路(“型”是其形象的简称，下同)。b)交叉(X)型，如图51b所示，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。c)一轴半对半轴(H1)型，如图51c所示，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一回路。d)半轴一轮对半轴一轮(LL)型，如图51d所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。e)双半轴对双半轴(HH)型，如图51e所示。每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。型的管路布置较为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是货车上用得最广泛。这种形式若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的轿车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足(小于正常情况下的一半)，并且若后桥负荷小于前轴，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值(达20mm)的汽车上。这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车稳定性。HI、HH、LL型结构都比较复杂。LL型和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。LL型和HH型的剩余总制动力可达正常值的50左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮很容易先抱死。综上所述本次设计采用型的管路布置。5.2制动主缸直径 和工作容积制动主缸的作用是将踏板力转变成液压力，在此轻型客车的盘式制动器的设计中采用的是双回路制动系，因此液压制动系采用串列双缸式制动主缸。其工作原理是：当踩下制动踏板时真空助力器推动第一活塞右移，直到皮碗盖住补偿孔，右工作腔中的液压升高，油液一方面通过腔内出油口进入右前和左后制动管路，一方面又推动第二活塞左移。在右腔液压和弹簧的作用下，第二活塞向左移动，左腔压力也随之提高，油液通过腔内出油口进入右后和左前制动管路。当继续踩下制动踏板时，左、右腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。解除制动时，活塞在弹簧的作用下能够回位，高压油液自制动管路流回制动主缸。如活塞回位过快，工作腔容积迅速增大，油液迅速降低，制动管路中饿油液由于管路 图52串联双腔等经制动主缸 1制动主缸油逢 2皮碗 3第一活塞回位弹簧 4垫片 5弹簧座，6第二活塞 7第一活塞主回位弹簧 8第一活塞副回位弹簧 9制动主缸体10出油孔 11补偿孔 12、13进油孔 14密封环 15密封圈16制动主缸限位环17第一活塞阻力的影响，来不及充分流回工作腔，使工作腔中形成一定的真空度，于是储液室中的油液便经过进油口和活塞的轴向小孔推开垫片及皮碗进入工作腔。当活塞完全回位时，补偿孔开放，制动管路中流回工作腔的多余油液经过补偿孔流回储液室。若在左腔连接的制动油管损坏陋油，则在踩下制动踏板时只有右腔中能建立液压，左腔中无压力。此时在压差作用下，第二活塞迅速移到其前端顶到主缸缸体上。此后，右工作腔中液压方能升高到制动所需的值。若在右腔连接的制动油管损坏陋油，则在踩下制动踏板时，起先只是第一活塞前移，而不能推动第二活塞，因右工作腔不能建立液压。但在第一活塞顶触第二活塞时，第二活塞便前移，使左工作腔建立必要的液压而制动。由上述可见，双回路液压制动系中任意回路失效时，主缸仍能工作，只是所需踏板行程加大，将导致汽车的制动距离增大，制动效能降低。在制动主缸的设计时先计算出一个轮缸的工作容积： (5-1)式中： ：为一个轮缸活塞的直径，其值为38； ：为一个轮缸活塞在完全制动时的行程， 在初步设计时取；：消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程；：由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬块的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算。全部轮缸的总工作容积为： （5-2） 式中： m-轮缸的数目。制动主缸的直径应符合GB7524-87的系列尺寸，主缸直径的尺寸系列为文献3：14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.40），26，28，（28.58），30，32，35，38，42，46mm则制动主缸应有的工作容积 （5-3）式中： -全部轮缸工作容积； -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取为=1.313600=17680主缸活塞行程，取则主缸活塞行程和活塞直径可用下式确定： （5-4） （5-5）根据GB752487的尺寸系列，圆整主缸直径。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 ，所以满足要求。5.3液压轮缸的校核计算从材料力学来考虑，液压缸承受液体内压力，从而在液压缸内产生内应力，使缸体的强度往往不够，这样就会引起液压缸工作工作过程中卡死和漏油，所以必须要对液压缸进行校核计算。对于厚缸壁用下式进行校核7：从而得到 （5-6） 式中，：为实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍。其值为； ：为轮缸缸壁厚度，因为用厚壁缸，所以，其值为； ：为轮缸缸径，值为。，应力满足要求。5.4液压主缸的校核计算 液压主缸也是厚缸壁，同理用式（56）来校核计算： （5-7） 式中，： ：为主缸缸壁厚度，其值为。 为轮缸缸径，值为。，应力满足要求。同理得出后制动盘的参数： 后制动盘外径摩擦衬块外半径与内半径制动盘厚度摩擦衬块厚度摩擦面积280mmR1=75mm，R2=130mm12mm15mm49.2cm第六章 制动性能的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。6.1 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。 6.2 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。 6.3 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。 6.4 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。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。6.5 前后制动器制动力的比例关系文献4汽车的制动效率关系到汽车行驶的安全，事关重大。而影响制动效率的因素有磨擦块面积；施加在磨擦块上的压力；制动半径（即磨擦块作用在制动盘上的压力中心位置）；轮胎半径；磨擦块的磨擦系数；轮胎与路面的摩擦系数；在汽车的制动器设计完成后，制动效率的影响因素中的前五点基本上固定不再变化，只有第六点即轮胎与路面的磨擦系数是变化的。所以在对盘式制动器进行性能分析的时候，主要是针对轮胎与地面的磨擦系数来进行的。当制动力足够时，制动过程中可能出现三种情况，即：（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。情况一是稳定工况，但在弯道行驶时汽车失去转向能力；情况2使后轴侧滑，是不稳定工况；而情况3可以避免后轴侧滑同时前转向轮只有在最大制动强度下才使汽车丧失转向能务。另外，根据进一步分析可知，若一要轴（前轴或后轴）先抱死拖滑，则在该轴上的地面制动力已达极限值，而另一根沿未抱死拖带，所以驾驶员将继续加大踏板力以求增加此轴的制动器制动力。然而此时对于先抱死拖滑的那根轴而言，增大了的制动器制动力将不会全部转化成为地面制动力。若令制动系的效率，则此时将小于1；换言之，若前、后轮同时抱死拖滑，则产生最大地面制动力所需的整个制动系制动器制动力最小（即最大踏板力最小）。此时，=，因而充分发挥了制动效能，制动系的效率最高。在分析前、后制动器制动力分配比例以前，必须先了解在制动时地面作用于前、后车轮的法向反作用力的变化。图（61）是汽车在水平路面制动时的受力情况。图中忽略了汽车的滚动阻力偶矩、空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩。对前后车轮分别取矩并且在不同附着系数路面上制动，并且前、后车轮同时抱死拖滑，则 图6-1 制动时客车受力示意图。地面作用于前、后轮的法向反作用力为： （61）从前面的分析可知，只有在前后车轮同时抱死拖带，对汽车制动效能的发挥、制动时汽车的稳定性和转向能力均较有利。此时的前、后制动器制动力和的关系曲线称为理想的前、后制动器制动力分配曲线。 在任意附着系数值的路面上、前、后车轮同时抱死的条件是：前、后车轮制动器制动力之和等于附着力；并且前、后车轮制动器制动力分别等于各自的附着力。即： （62）或 （63）将式（61）代入上式，得： （64）按式（64）中第一式按不同值画于图上，得到一组与坐标轴成45度的平行线，每根直线上任意一点的纵坐标与横坐标读数之和为一常数。即。用此总制动力产生的减速度也是常数。故此组直线称为“等制动力线组”或“等减速速度线组”。直线与纵座标（或横座标）的交点即为在该附着系数路面上汽车的最大制动器制动力。 再对式（64）按同值代入，也作图于同一图上，得到一组通过座标原点但斜率不同的射线束。这两组直线中，对应于同一值，均可找到二条直线，这两条直线的交点，便是满足式（64）两式中和值。把这两组直线对应于不同值的交点连接起来，便得到理想的前、后制动器制动力分配曲线。即I曲线。一般两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定常值。常用前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配的比例。称为制动力分配系数，并以符号表示。 （65） 式中：前制动器制动力汽车总制动器制动力，为后制动器制动力。所以： ，且 （66）若用，则为一直线，此直线通过座标原点，且其斜率为 （67）这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称线。为了有效的分析该轻型客车的制动性能，就得先画出曲线和曲线。其具体的操作过程为：（1）、计算出空载和满载情况下重心位置到前轮和后轮的距离。（2）、根据上一步计算所得的前后轮距离，可以求出在不同附着系数（01）的情况下前后制动器上的制动力和.（3）、在知道了客车总重G，重心位置（a、b、Hg），以及制动力分配系数可以的情况下，就作出该客车的曲线和曲线。其具体作图方法在上一页已有说明。（4）、依据曲线和曲线对该客车进行性能分析。6.6求解、 和绘制出性能分析曲线文献6在已知条件下，即根据设计条件中给出的客车重量:2515Kg， 载人数:2人， 轴距: 3000mm，制动力分配系数，载荷分配： 空载时， 前轮为600Kg，后 轮为640Kg；满 载时， 前轮为900Kg，后轮为1615Kg。重心位置: Hg=838mm（空载）Hg=821.5mm（满载）。 图6-2制动器制动性能分析图同步附着系数为制动时前、后轮同时抱死时（最佳制动状态）的附着系数，对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，其同步附着系数取决于汽车的结构参数。固要计算出制动力分配系数，大致选定该客车在大多数情况进行下的路面附着系数。在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力。从图6-2，可以对制动器的性能进行直观的分析和判断。如图所示，可以知道汽车：在满载的时候，同步附着系数为0.7，说明汽车在地面附着系数等于或者接近0.70的时候，制动时可以达到最佳制动状态。满载时的同步附着系数为0.7和在第四章式（4-4）中取的地面附着系数0.7相等，说明这个性能分析图很好的反应了汽车的制动性能，达到了很好的预期效果。第七章 设计总结本次毕业设计是以504pick-PU小型客货两用车制动器设计为研究对象。通过对轿车制动系统的结构和形式进行分析后，对制动系统的前、后制动器，制动管路布置，制动主缸进行了设计及计算，并绘制出了前、后制动器装配图、制动主缸装配图、制动管路布置图、两张零件图，通过应用cad，绘制出实际汽车制动力分配曲线。此次毕业设计可以说在某种程度上是一种尝试，通过查阅大量的有关汽车制动系统资料后，使我学到了很多先进的制动系统的相关知识，这对我设计的课题起到了十分重要的作用，当然，此次设计并不能称得上是最完美的作品，但至少能在某种程度上缓解或克服汽车制动时出现的一些问题。同时，毕业设计也是对我大学四年学习情况的一次检验，使我受益匪浅。致谢词经过3个来月的毕业设计，令我感受最深的就是自己知识的匮乏，解决和处理问题的能力的欠缺。毕业设计是专业教学计划中的最后一个教学环节，也是理论联系实际，实践性很强的一个教学环节。在设计期间遇到了很多具体问题，通过老师和同学们的帮助，这些问题得以即使的解决。我特别要感谢周国坚老师，他给了我大量的指导，并为我们提供了良好的实习环境，让我学到了知识，掌握了设计的方法，也获得了实践锻炼的机会。在我遇到困难的时候周老师总是能耐心的帮我解答，并且带我去参观实物，拆装制动器，了解其结构及工作原理，为我能顺利完成毕业设计提供了非常必要的帮助。在此对周老师的帮助表示最诚挚的谢意。参考文献1 赵新民.汽车构造M.北京;人民交通出版社,2002. 2 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