毕业论文轻型货车制动系统的设计.doc

武汉科技大学本科毕业设计摘 要随着汽车市场迅速发展，其中轻型货车的需求也不断增加。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。本设计主要针对轻型货车如何采用性价比较高的方式进行设计。本说明书主要介绍了轻型货车制动系统的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压制动回路的选择。最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前盘后鼓式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。最后对制动性能进行了评价和分析。关键词： 液压； 制动； 鼓式制动器； 盘式制动器AbstractThe rapid development of the domestic vehicle market, demand for light trucks which are increasing. 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 design is mainly for light trucks about how to adopt a higher cost-effective way to design.This paper mainly introduces the design of breaking system of the light trucks. First of all，breaking 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-back way brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear break, parameters choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance.Key words: hydroid pressure; braking; drum brake; disc brake目 录1 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11.4 制动系统设计要求22 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 制动管路的多回路系统52.3 操纵机构63 制动器的设计与计算63.1 汽车制动时整车受力分析63.1.1 轻型货车主要技术参数63.1.2 整车受力分析63.2 制动系统的主要参数及选择93.2.1 同步附着系数93.2.2 制动力分配系数和制动器最大制动力的确定103.3 制动器的结构参数和摩擦片摩擦系数的确定113.3.1 鼓式制动器113.3.2 盘式制动器133.4 制动器的设计与计算143.4.1 后轮鼓式制动器143.4.2 前轮盘式制动器153.5 制动器主要零部件的结构设计与计算163.5.1 鼓式制动器163.5.2 盘式制动器174 液压驱动机构的计算194.1 制动轮缸直径194.2 制动主缸直径194.3 制动踏板力与踏板行程205 制动性能分析225.1 制动性能的评价指标225.2 制动效能的恒定性225.3 制动时汽车方向的稳定性225.4 制动因数225.5 摩擦衬块的磨损特性计算265.6 制动器制动力分配曲线分析275.7 驻车制动的计算286 结束语29参考文献30致谢31III1 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，最为普遍，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之一，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。随着经济的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对交通工具的安全性、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；选用II双回路的制动管路以保证制动的可靠性；采用轻便的操纵机构；同时在材料的选择上尽量采用经济适用且对人体无害的材料。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） 比较不同结构形式的制动器的优缺点，选取合适的制动器。比较盘式、鼓式制动器的优缺点，在分别比较几种盘式制动器的优缺点，几种鼓式制动器的优缺点，选取满足制动要求的制动器。（2） 研究、确定液压制动系统管路的结构形式。根据规定的五种不同的制动管路布置形式，选取合适的、满足制动要求的结构形式。 （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。 1.4 制动系统设计要求（1）根据某轻型货车的相关参数，对制动系统进行合理方案布置。（2）完成制动器、制动摩擦片等零部件的详细设计和校核计算，对操纵机构等进行初步设计。（3）查阅参考各类文献资料不少于5篇。（4）完成A1设计图纸5张（折合），其中手绘A2图纸1张，其余机绘。（5）完成字数1万字以上的毕业设计说明书，按武汉科技大学本科毕业设计(论文)基本规范要求排版打印。（6）翻译不少于1万字符的英文文献1篇。2 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，液压制动管路结构布置型式的选择，制动系操纵机构的结构型式选择等三个方面。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，采用前盘后鼓式制动器布置方案。 （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。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。根据相关标准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。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。 （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(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对制动管路布置的要求。2.3 操纵机构加设一套出其他能源提供的助力装置（不做重点设计），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。3 制动器的设计与计算3.1 汽车制动时整车受力分析3.1.1 轻型货车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 货车整车参数满载时质心距前轴/后轴中心线1562mm/938mm轴距2500mm整车整备质量2015kg前/后轮距jili距1390mm/1400mm满载质量4015kg主减速比5.583空载/满载质心高730mm/950mm轮胎型号7.00R153.1.2 整车受力分析根据图3.1给出的汽车制动时的整车受力情况，对后轴车轮的接地点取力矩平衡得平衡式为对前轴车轮接地点取力矩，得平衡式为式中：汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；汽车制动时水平路面对前车轮的法向反力，N；汽车轴距，mm；汽车质心距前轴距离，mm；汽车质心距前轴距离，mm；汽车质心高度，mm；汽车所受重力，N；汽车质量，kg；汽车制动减速度,。图 3.1制动时汽车受力图根据上述汽车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及G=mg，式中g为重力加速度（），则可求得汽车制动时水平地面对前、后轴车轮的法向反力，为 （3.1）令=qg，q称为制动强度，则（3.1）又可以表达为（3.2）若在附着系数为的路面上制动时，前后车轮均抱死，此时汽车总的地面制动力等于汽车前后轴车轮的总附着力，亦等于作用于质心的制动惯性力m，即有代入式（3.1），则得水平地面作用于前后车轮的法相反作用力的另一表达式： （3.3） 则得汽车总的地面制动力为 （3.4） 由上述可求出前、后车轮的附着力为（3.5） 根据式（3.4）、（3.5）不难得出任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死，即前后车路附着力同时被充分利用的条件为：（3.6）式中：前轴车轮的地面制动力，N； 后轴车轮的地面制动力，N； 前轴车轮的制动器制动力，N； 后轴车轮的制动器制动力，N。目前大多数两轴汽车尤其是货车，前、后制动器制动力之比为定值： 则通称为制动力分配系数，又可得: （3.7）3.2 制动系统的主要参数及选择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。(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 （3.8）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。 参考同类车型值，取=0.70。3.2.2 制动力分配系数和制动器最大制动力的确定(1) 制动力分配系数由式（3.6）和（3.7）可得：式中： 代入数据：(2) 制动器最大制动力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： （3.9）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 （3.10）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 （3.11） （3.12）式中：该车所能遇到的最大附着系数，取0.70； 制动强度，取0.7904； 车轮有效半径，取375。 单个车轮制动器应有的最大制动力矩为 、的一半，为和。3.3 制动器的结构参数和摩擦片摩擦系数的确定3.3.1 鼓式制动器(1) 制动鼓直径D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。轮胎规格： 即轮辋由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定表3.2 制动鼓最大内径轮辋直径/in1213141516制动鼓内径/mm轿车180200240260-货车220240260300320查表得制动鼓轮辋直径根据货车 ，取(2) 制动蹄摩擦衬片的包角及宽度参照同类汽车，一般，取,则 取包角 则每个制动器的摩擦面积 （3.13） 式中：制动鼓内径，； 制动蹄摩擦衬片宽，； 分别为两制动蹄的摩擦衬片包角，。代入数据有即 表 3.3 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）已知汽车总质量，参照上表单个制动片摩擦面积在，所以满足表要求。(3) 摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图所示。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a在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图3.2）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，即，可暂取，实际调整为108mm。(5) 制动蹄支销中心的坐标位置与如图3.2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，即 mm。根据实际设计情况在微调为108。(6) 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=0.35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。3.3.2 盘式制动器(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mm(2) 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3，依汽车质量2015kg，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。(5) 摩擦衬块摩擦因数在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.30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 制动器的设计与计算3.4.1 后轮鼓式制动器图3.3 张开力计算简图参照汽车设计制动器的设计与计算不均匀系数： （3.14） 已知 忽略制动蹄到制动鼓的间隙有： 则又已知 则代入式则有领蹄受力有效半径 （3.15）代入数据取 （3.16）后路制动所需力矩，；代入数据3.4.2 前轮盘式制动器假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为 （3.17）式中，为摩擦因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则R等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。平均半径为 式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。有效半径是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示（推导见离合器设计）已知式中，=0.9375： （3.18）因为,故，越小，则两者差值越大。应当指出，若过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处得滑磨速度相差太远，磨损不均匀，因为单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。值一般不应小于0.65。则对于前制动器 所以3.5 制动器主要零部件的结构设计与计算3.5.1 鼓式制动器(1) 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1520；对货车为30 40。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0.05mm，静不平衡度15。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11 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7mm12mm；中、重型载货汽车为13mm18mm。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HT200，制动鼓壁厚取14mm。(2) 制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5mm5mm；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，制动蹄腹板和翼缘的厚度取6mm，摩擦衬片的厚度取10mm。(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KTH37012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。(4) 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(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)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。(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；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。3.5.2 盘式制动器(1) 制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr或Ni等合金铸铁制成。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20-30%，但盘得整体厚度较厚。而一般不带通风盘的汽车制动盘，其厚度约在10-13mm之间。本次设计采用的材料为HT250，其厚度取14mm，礼帽形。 .(2) 制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18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快组成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起。本次设计其厚度取15mm。(4) 摩擦材料制动摩擦材料应具有稳定的摩擦系数，抗热衰退性要好，不应在温升到某一数值以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、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能，制动时应不产生噪声、不产生不良气味、应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。当前，制动器广泛采用模压材料。本次采用石棉模压材料。(5) 制动轮缸制动轮缸采用单活塞式制动轮缸，其在制动器中布置方便。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快，以支承插槽中的制动蹄，极端部或端部接头。缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或在活塞内端面处得橡胶皮碗密封。本次设计采用的是HT250。4 液压驱动机构的计算4.1 制动轮缸直径制动轮缸对制动块施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系为 （4.1）前轮制动管路压力取812MPa，盘式制动可以再高些，取14MPa 轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取（GB7524-87）为14.5mm，16mm，17.5mm，19mm，20.5mm，22mm，24mm，26mm，28mm，30mm，38mm，42mm，46mm，50mm，56mm。取d=56mm。同理，后轮鼓式制动器制动管路压力取10MPa取d=19mm。4.2 制动主缸直径第个轮缸的工作容积为： （4.2） 式中，为第个轮缸活塞的直径；为轮缸中活塞的数目；为第个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0-2.5mm.此处取mm，盘式取3mm所以一个前轮轮缸的工作容积为一个后轮轮缸的工作容积为所有轮缸的总工作容积为,式中，为轮缸数目。制动主缸应有的工作容积为,式中为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作容积可为：对于乘用车;对于商用车。此处取。所以 主缸活塞行程和活塞直径为一般=（0.81.2）。此处取=。 所以 主缸的直径应符合标准规定的尺寸系列中选取（GB7524-87）为14.5mm，16mm，17.5mm，19mm，20.5mm，22mm，24mm，26mm，28mm，30mm，38mm，42mm，46mm，50mm，56mm。取。4.3 制动踏板力与踏板行程制动踏板力为： （4.3）式中，为制动主缸活塞直径；p为制动管路的液压；为探班机构的传动比；为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.820.86.此处取=4，=0.85.制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200N350N的范围内选取。所以不符合设计要求，以需增设真空助力器。 （4.4）I为真空助力比，取6符合设计要求。制动踏板工作行程为 （4.5）式中，为主缸中推杆与活塞间的间隙，取2mm。为主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作时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，暂取2mm。代入数据有对于货车不应超过170mm180mm，符合设计要求。5 制动性能分析5.1 制动性能的评价指标汽车的制动性主要由下列三方面来评价：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 制动效能的恒定性制动效能的恒定性主要指的是抗热衰退性能。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。因为制动过程中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。5.3 制动时汽车方向的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、侧滑或者失去转向能力，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，通常汽车制动时按给定的路径形式的能力来评价方形稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其实验通道的宽度。方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力方面来考验。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不协调（相互干涉）。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。最危险的情况时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报死后轴始终不抱死。真正的评价需要靠实验。5.4 制动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 （5.1）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。对于盘式制动器 （5.2）代入数据 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： （5.3） （5.4）整个鼓式制动器的制动因数则为 （5.5）当时，则 （5.6）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