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车辆工程毕业设计36基于二类底盘售货车制动系统的设计(仿真).doc
车辆工程毕业设计36基于二类底盘售货车制动系统的设计(仿真)
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计36基于二类底盘售货车制动系统的设计(仿真),车辆工程毕业设计论文
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I 摘 要 制动系统是汽车主动安全的重要系统之一。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。，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 基于二类底盘售货车 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 采用液压双回路前后均为盘式制动器。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；盘式制动器；液压 nts 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 two type classic 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; disc; hydroid pressure nts III 目录 摘 要 . Abstract . 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 制动系统设计要求 . 2 1.4 本章小结 . 3 第 2 章 制动系统方案论证分析与选择 . 4 2.1 制动器形式方案分析 . 4 2.1.1 鼓式制动器 . 4 2.1.2 盘式制动器 . 7 2.2 制动驱动机构的结构形式选择 . 8 2.2.1 简单制动系 . 8 2.2.2 动力制动系 . 8 2.2.3 伺服制动系 . 9 2.3 液压分路系统的形式的选择 . - 10 - 2.3.1 II 型回路 . - 10 - 2.3.2 X 型回路 . - 11 - 2.3.3 其他类型回路 . - 11 - 2.4 液压制动主缸的设计方案 . 12 2.5 本章小结 . 14 第 3 章 制动系统设计计算 . 15 3.1 制动系统主 要参数数值 . 15 3.1.1 相关主要技术参数 . 15 3.1.2 同步附着系数的分析 . 15 3.2 制动器有关计算 . 16 3.2.1 前轮盘式制动器主要参数确定 . 16 nts IV 3.2.2 后轮盘式制动器主要参数确定 . 17 3.3 制动系统相关计算 . 19 3.3.1 前轮盘式制动效能因数 . 19 3.3.2 后轮盘式制动效能因数 . 19 3.3.3 确定前后轴制动力矩分配系数 . 19 3.3.4 制动器制动力矩的确定 . 19 3.3.5 紧急制动时前后轮法向反力及附着力距 . - 20 - 3.3.6 制动力矩以及盘的压力 . - 21 - 3.3.7 同步附着 系数的验算 . - 22 - 3.4 制动器主要零部件的结构设计 . - 23 - 3.4.1 制动盘 . - 23 - 3.4.2 制动钳 . - 23 - 3.4.3 制动块 . - 23 - 3.4.4 摩擦材料 . - 23 - 3.4.5 制动轮缸 . - 24 - 3.5 本章小结 . 25 第 4 章 液压制动驱动机构的设计计算 . 26 4.1 前轮盘式制动器液压驱动机构计算 . - 26 - 4.2 后轮盘式制动器液压驱动机构计算 . 27 4.3 制动主缸与工作容积设计计算 . 28 4.4 制动踏板力与踏板行程 . 29 4.4.1 制动踏板力 . 29 4.4.2 制动踏板工作行程 . - 30 - 4.5 本章小结 . - 31 - 第 5 章 制动性能分析 . - 32 - 5.1 制动减速度 j . - 32 - 5.2 制动距离 S . - 32 - 5.3 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算 . - 33 - 5.3.1 比能量耗散率 . - 33 - nts V 5.3.2 比滑磨功fL. - 34 - 5.4 驻车制动计算 . 35 5.5 本章小结 . 37 结 论 . 38 参考文献 . 39 致 谢 . 错误 !未定义书签。 附 录 1 . 错误 !未定义书签。 附 录 2 . 45 nts - 1 - 第 1 章 绪 论 1.1 制动系统设计的意义 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 售货车二类底盘设计 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 各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。 两者相比 ，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多， 其 制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控 ；而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量 ， 制动块和 制动鼓 在高温影响下易发生复杂变形，产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降 ；另外，鼓式制动 器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。 而 盘式制动器 则 制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，效能远高于鼓式制动器 ， 且制动盘 直接与流通空气接触 ，散热 条件 很好 ，所以已经逐渐开始 取代鼓式制动器 ， 目前，在中高级轿车上前后轮都 已经 比较广泛地 采用盘式制动器。 但是 ， 盘式制动nts - 2 - 器结构比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，且造价高于鼓式制动器。 盘式制动器可分为钳盘式制动器和全盘式制动器两类。 其中 钳盘式制动器按制动钳的结构不同， 又可 分为固定钳式 、 浮动钳式（ 含 滑动钳式，摆 动钳式）等 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、三 维实体。 对设计出的制动系统的各项指标进 行评价分析。 nts - 3 - 1.4 本章小结 本章主要介绍了制动系统在现实生活中的重要性以及目前制动系统的发展状态以及制动系统的分类。最后 阐述了制动系统的设计要求。 nts - 4 - 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 2-1 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nts - 5 - 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 2-l 领从蹄式制动器 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nts - 6 - 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。 nts - 7 - 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 四轮盘式制动器 。选用 浮动盘式nts - 8 - 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踏板上或手柄上的力作为制动力源。而传力方式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”，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nts - 9 - 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nts - 10 - 动系。在正常情况下，其输出工作压力主 要由动力伺服系统产生，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nts - 11 - 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。 nts - 12 - 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nts - 13 - 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。 nts - 14 - 2.5 本章小结 本章通过介绍制动系统中的 制动器的结构形式，制动驱动机构的结构形式，液压分路系统的形式以及制动主缸的结构形式以及它们各自的优缺点。再根据 售货车 二类底盘 的特点， 来确定 售货 车制动系统中各个机构的类型。 nts - 15 - 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： 1210kg 满载： 1585kg 轴荷分配： 前轴 后轴 空载 7380N 8550N 满载 4720N 7300N 质心位置： 空载： a=1014mm b=1586mm 满载： a=1197mm b=1403mm 质心高度： 空载： hg=950mm 满载： hg=850mm 轴 距： L=2600mm 轮 距 : L0=1480mm 最高车速： 187km/h 车轮工作半径： 295mm 轮 胎： 235/70R16 同步附着系数：0=0.7 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nts - 16 - 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=0.7 3.2 制动器有关 计算 3.2.1 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%。轮毂直径为 355mm，机制动盘直径的范围为 248.5 280.45mm。本次设计取 260mm。 （ 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 mm30 mm。本次设计选取 通风盘 制动盘厚度为 25mm。 （ 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。本次设计中根据制动盘直径取摩擦衬块外径 R2为 123mm。考虑到 R1 R2 1.5 ，选取 R1 为 85mm。 （ 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。故摩擦衬块工作面积应在 25.5 123 2cm 范围内选取。本次设计中摩擦衬块的工作面积为 96 2cm ，厚度为 14mm。 假设衬块的摩擦表面与制动盘完全接触而其各处单位压力均匀，则制nts - 17 - 动器的制动力矩为 RfFM 2 （ 3-1） 所以有效半径为 mmRRRRfFM 105=)(3)(2=2/=R21223132e 平均有效半径为 mmRRR m 1 0 4=2=21 （ 3-2） 因为 Re -Rm =1mm 相差不大所以得出摩擦衬块和制动盘之间压力分布均匀，磨损较为均匀。 3.2.2 后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%。轮毂直径为355mm，机制动盘直径的范围为 248.5 280.45mm。本次设计取 240mm。 （ 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 mm30 mm。本次设计选取实心盘 制动盘厚度为 20mm。 （ 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。本次设计中根据制动盘直径取摩擦衬块外径 R2为 115mm。考虑到 R1 R2 1.5 ，选取 R1 为 81mm。 （ 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。故摩擦衬块工作面积应在 25.5 123 2cm 范围内选取。本nts - 18 - 次设计中摩擦衬块的工作面积为 76 2cm ，厚度为 14mm。 假设衬块的摩擦表面与制动盘完全接触而其各处单位压力均匀，则制动器的制动力矩为 RfFM 2 所以有效半径为 mmRRRRfFM 3.98=)(3)(2=2/=R21223132e 平均有效半径为 mmRRR m 98=2=21 因为 Re -Rm
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