前后盘式制动器制动系统

1、第 1 章制动系统设计计算1. 盘式制动器形式与全盘式相比，浮动钳盘式具有如下优点：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，家之液压缸；冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低。 所以，本设计前后盘式制动器均采用浮动钳式盘式制动器。2. 制动能源的选择供能装置传能装置型式制动能源工作介质型式工作介质气压伺服制动系驾驶员体力与发动机动力空气液压制动系制动液3. 制动管路的布置X型的结构简单。直行制动时任一回路失效，剩余的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

2、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，改善了汽车的稳定性。所以本 次设计选择X型管路。4. 液压制动主缸的设计采用双回路制动系统，双回路制动系统的制动主缸为串联双缸制动主缸。，当制动系 统中任一回路失效时，串联双缸制动主缸的另一腔仍能够工作，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。大大的提高了工作的可靠性。5. 行车制动与驻车制动形式行车制动用液压，而驻车制动时通过拉线用机械力推动凸轮或螺杆推动活塞，使活 塞移动，让制动盘与刹车片接触。第2章 制动系统设计计算制动系统主要参数数值 相关主要参数空载、卄 +、， 满

3、载汽车质量1830kg2305kg轴荷分配前轴960kg900kg后轴870kg1405kg质心高度hg=0.52mHg=0.57m汽车质心距前轴距离汽车质心距后轴距离轴距2700 mm车轮滚动半径rr=0.32 m同步附着系数的确定根据相关资料查得，通常应满足空载同步附着系数在之间较为合适，满载同步附着系数 在之间较为合适。制动器有关计算确定前后制动力矩分配系数任何附着系数路面上前后同时抱死的条件为、（得: Ff1 =Ff2 =一般常用制动器制动力分配系数来表示分配比例Ffi0.686空载条件：Ff2空载条件： Ff1 5406.4NFf2 3037.3N制动器制动力矩的确定应急制动时，假定

4、前后轮同时抱死拖滑，此时所需的前桥制动力矩为1得，单个后轮盘式制动器的制动力矩 M2 M = N/m1单个前轮盘式制动器的制动力矩 M2 = 2 M =N/m盘式制动器主要参数确定制动盘直径D应尽可能取大些，这时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%。总质量大于2t的汽车应取上限。 这里去制动盘的直径 D为轮辋直径的百分之79%即D=300mm制动盘厚度h制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，厚度不宜太大，为了减 少温升，厚度又不宜过小。因此，参考同类型车，取为25mm

5、通风式，增大散热。摩擦衬块内半径R1和外半径R2摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径 R2与内半径R1的比值不大于。 若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多， 磨损不均匀，接触面积减 少，最终导致制动力矩变化大。因为制动器直径 D等于300mm则摩擦块R2=150mn取 R2/R仁，所以 R1=100mm制动衬块工作面积A在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质量，2 一推荐在cm ,此处取为cm2,可得A =2305kg -cm2 = 922cm。摩擦衬块摩擦系数f当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250 C时，保持摩擦系数f =已无大问

6、题所选择摩擦系数f=。盘式制动器的制动力计算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 动力矩为平均半径Rm为对于前制动器对于后制动器第3章液压制动驱动机构的设计计算前轮制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动块施加的张开力F 0与轮缸直径d和制动管路压力 p的关系为d,4F0/( p)制动管路压力一般不超过1012 MPa。取p 10MPa。轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取(HG2865-1997),具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、 50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为2

7、4mm .'4 1318同理，后轮制动轮缸直径d .6 0.023m 0.023mm。因此取后轮制动 10 10轮缸直径为23mm.制动主缸直径d0的确定 第i个轮缸的工作容积为：i为第i个轮缸活塞2.5 mm.式中，di为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目;在完全制动时的行程，初步设计时，对盘式制动器可取此处取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V12324 1123252953m m121304mm 3所有轮缸的总工作容积为v Vi,式中，m为轮缸数目。制动主缸应有的1工作容积为V0 V V ,式中V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

8、：对于乘用车V0 1.1V;对于商用车 V0 1.3V。此处取 V0 1.1V。所以 V 2 V V 2(1304953)4514mm3主缸活塞行程 So和活塞直径d o为一般So =()do。此处取 So = d。所以V。一d。34主缸的直径do应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得 d o 19 mm。制动踏板力Fp和制动踏板工作行程Sp制动踏板力Fp为：式中，do为制动主缸活塞直径；p为制动管路的液压；ip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=.此处取ip =4,=.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。21 1 n2611所以 Fp do p ()(0.019)2 10683.34N 500N4ip44 0.85符合设计要求。制动踏板工作行程 Sp为式中，m1为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取2mm; m2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。制动器调整正常时的踏板工作行程Sp,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%60%。为了