微型、小型汽车轿车盘式制动器的设计（含CATIA三维及9张CAD图纸）
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微型、小型汽车轿车盘式制动器的设计（含CATIA三维及9张CAD图纸）,微型,小型,汽车,轿车,制动器,设计,CATIA,三维,CAD,图纸
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长度（mm）3730宽度（mm）1650高度（mm）1530轴距（mm）2410前轮距（mm）1420后轮距（mm）1430油箱容积（L）38整备质量（kg）1020长*宽*高（mm）3730*1650*1530后轮胎规格175/60 R15（381mm）前轮胎规格175/60 R15（381mm）轴荷分配6:4质心高度（空载）590mm二.制动系设计：2.1制动系设计概述：2.2汽车基本参数：2.3同步附着系数的确定：一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好2。任何附着系数路面上前后同时抱死的条件为（=0.85）： 式中：G-汽车重力；前制动器制动力，N；后制动器制动力，N； 质心到前轴的距离； 质心到后轴的距离，得： =5126N =3371N一般常用制动器制动力分配系数来表示分配比例 为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，ECE制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在0.15q0.8，其他汽车在0.15q0.3的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.150.8的范围内，必须满足q。根据上述条件取本车=0.75。2.4主要参数设计计算：2.4.1制动盘直径D：制动盘直径应尽可能取得大一些，是制动盘有效半径增加，可以减小制动钳的压紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。通常为轮辋直径的70%79%，总质量大于2t的汽车取上限。本车属于微型车质量为1020kg，所以取制动盘直径为轮辋直径的75%，则制动盘直径为：381*75%=285.75mm，取直径D为285mm2.4.2制动盘厚度h：制动盘厚度对制动盘质量和工作室的温升有影响，为减小质量，制动盘厚度不以取得过大，为减少升温，厚度又不宜过小，制动盘可做成实心式或通风盘式，实心制动盘厚度取1020mm，通风盘式取2050mm，采用较多的是2030mm。本车型取制动盘厚度前轮为25mm，后轮为15mm。2.4.3摩擦衬块外半径和内半径：推荐摩擦衬块外半径和内半径的比值不大于1.5，若比值偏大工作时摩擦衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多磨损不均匀，接触面积较小，导致制动力矩变化大。初取摩擦衬块内半径和外半径为：=100，=130，m=1.31.5，有效半径为：=202.6mm2.4.4制动衬块工作面积A：根据制动衬块单位面积占有的汽车质量，应在1.63.5kg/范围内选取。摩擦衬块的工作面积A=,取A=50，则式中=，检验：kg/3.5kg/符合要求。2.5制动器设计计算：2.5.1前后轮制动器制动力矩的确定：根据选定的同步附着系数，结合前后轮制动力矩的比值即：=1.52式中：,为前后轮制动器的制动力矩2.5.2制动器最大制动力矩计算：双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或前后车轮同时抱死的制动力之比为 通常上式的比值为轿车1.3 到1.6，货车为0.5到0.7。因此可知前后制动器比值符合要求最大制动力矩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。计算公式如下 式中： 该车所能遇到的最大附着系数0.9； 车轮有效半径为202.6mm；2.5.3制动器摩擦力矩的计算： 假定摩擦衬块的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： 式中=（）,f为摩擦因数取0.35，为单侧制动块的制动盘的压紧力，R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的摩擦衬块，若其径向宽度不是很大，取R等于平均半径或有效半径。本车型取有效半径，其计算公式为：=202.6mm综上，2.5.4应急制动和驻车制动所需的制动力矩：应急制动时，后轮一般都将抱死滑行，故后桥制动力为： 式中：为汽车满载总质量与重力加速度乘积，为轴距，为质心到前轴距离，为质心高度，为附着系数取0.85，为车轮有效半径。此时所需后桥制动力矩为：汽车在上坡路上停驻时，汽车后桥的附着力为 汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为由此可以得出汽车能停驻的极限上坡路倾角为（当时）同理可推导出汽车能停驻的极限下坡路倾角为2.5.5摩擦衬片磨损特性计算：摩擦衬片的磨损程度受温度，摩擦力，滑磨速度，制动盘的材质和加工情况，以及摩擦衬片本身材质等多种因素影响，在理论上计算磨损特性十分困难，但实验表明，影响磨损最重要的因素还是摩擦衬片摩擦面上的温度和摩擦力。汽车的制动过程是将其机械能的一部分转变为热能耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动能的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器的温度升高，此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，摩擦衬片的磨损越严重。目前，各国研究中常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内摩擦衬片单位摩擦面积耗散的能量，单位为。 双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为前轮 后轮 式中：汽车总质量，t； 汽车回转质量转换系数；、制动初速度和减速度，m/s；t制动时间，s；、前后制动衬片（块）的摩擦面积,mm2；制动力分配系数在紧急制动到停车或减速至停车的情况下，=0，并可认为=1，故 据有关文献，取减速度j=0.6g，制动初速度盘式制动器比能量耗散率应不大于此车型合理。磨损特性指标还有衬片（块）的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力。越大，则磨损越严重。前轮 后轮 式中：单个制动器的制动力矩，Nm；R制动鼓半径（或衬块平均半径），mm；A单个制动器的衬片（块）摩擦面积mm2 综上所述可得本车型盘式制动器初选参数：制动器形式前轮：通风盘式后轮：实心盘式制动盘直径285mm制动盘厚度前轮：25mm后轮：15mm摩擦衬块内外半径内半径：=100外半径：=130摩擦衬块工作面积AA=50应急制动制动力矩极限上坡路倾角极限下坡路倾角三.制动驱动机构设计计算：3.1制动驱动机构设计概述：3.2分路系统：为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，及全车所有的行车制动气的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，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常见以下五种:1. 轴对一轴型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。2. 交叉型，前轴的一侧车轮与后桥的对侧车轮制动器同一回路。3. 一轴半对半轴型，两侧前制动器的半数轮岗和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余前轮缸属于另一个回路。4. 半轴一轮对半轴一轮型，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。5. 双半轴对双半轴型，每个回路均只对每个前后制动器的半数轮缸起作用。上述分路系统中，一二分路系统结构比较简单，应用广泛，一中分路多数用在商用车，二中分路在各类车型都有应用，三四五分路系统结构都比较复杂，但效果比较稳定，根据本车型的使用情况和相关资料，结合经济性等方面的考虑，本车选择的分路系统为交叉型分路。3.3制动器驱动机构的参数计算：3.3.1制动轮缸直径d的确定：制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关d=其中：制动轮缸对制动块施加的张开力，N； P制动管路压力，Mpa。制动管路液压在制动时一般不超过1012 M，对盘式制动器可取更高。压力越高，制动轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头的耐压性及密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。其中：制动轮缸对制动块施加的张开力；P制动管路压力取12Mpa。轮缸直径20.811，根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为22mm;16.991，取直径为19mm3.3.2制动主缸直径的确定：第i个轮缸的工作容积为 其中： 第i个轮缸活塞的直径，mm； n轮缸中的活塞数目，mm； 第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，前轮盘式：d = 22mm ，n=1，得=950.332mm3后轮盘式：d = 19mm ,n=1, 得=708.822mm3全部轮缸的总工作容积: V = 2（V1 + V2 ）=3318.308mm3制动主缸应有的工作容积为，在初步设计时，对于乘用车，可取1.1V，制动主缸的工作容积可取为 V0=1.1V=3650.138 mm3双回路制动主缸第一制动腔的工作容积和第二制动腔的工作容积的计算公式分别为： 式中分别为主缸第一活塞、第二活塞的有效行程，一般取s=（0.81.2d），本车型取s=1.1d，得： 制动主缸的直径应符合标准QC/T311-1999中的尺寸系列，具体为14.5，16，17，19，20.5，22，24，26，28mm，由此取3.3.3制动主缸活塞回力弹簧的确定：当第一活塞处于初始工作状态时，其回位弹簧力一般取；当第一活塞达到最大有效工作行程时，要求其回位弹簧的作用力。同理，第二活塞回位弹簧的作用力，一般要求；，但两个活塞回位弹簧的作用力都不得超过222N。3.3.4制动主缸残余压力P：对于盘式制动器，轮缸内不得有残余压力，否则制动盘和制动钳的摩擦衬块将经常处于摩擦状态，使解除制动的汽车还处于轻微制动状态。因此，与盘式制动器配合使用的双回路制动主缸在缸体的排液孔部位不得装配残留阀。3.3.5制动踏板工作行程：制动踏板的工作行程计算公式为： 式中 制动踏板机构的传动比参考同类车型及相关标准取。 主缸活塞推杆顶端与第一活塞的轴向间隙，取值范围为1.52.0mm取。、主缸第一活塞与第二活塞的空行程，即主缸活塞从不工作时的极限位置到其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程，本车取。自动启调整正常时的踏板工作行程，只应占计及制动衬片的容许磨损量在内的踏板行程的40%60%。根据标准最大制动踏板行程为： 乘用车： 应不大于100150 ；本车最大踏板行程为105，符合标准。另外，作用在制动手柄上最大的力，乘用车不大于400N，制动手柄的最大行程，乘用车不大于160mm。3.3.6制动踏板力：踏板制动力计算公式为：式中：为踏板机构的传动比，本车取3； 为踏板机构及液压主缸的机械效率可取0.820.86，本车取0.85；制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N。设计时，制动踏板力可在200300N范围内选取。本车制动踏板力为：237.9取240N3.3.7制动主缸结构设计：当制动主缸直径和主缸第一活塞的有效行程、第二活塞的有效行程确定之后，可按下列顺序对各部件进行设计。选定橡胶制动主皮碗、皮圈（副皮碗）第一活塞、第二活塞活塞回位弹簧残留阀总成主缸缸体主缸活塞推杆、油管接头、密封垫圈、弹性挡圈、护罩、贮油罐等。各部件的设计要点是：1.橡胶制动主皮碗、皮圈（副皮碗），应优先选用标准橡胶件。皮碗、皮圈的唇口直径一般比主缸直径大1.5mm左右。2.主缸活塞的材料为硬铝棒或铸铝。活塞的滑动外圆柱面直径公称尺寸与相应的主缸直径的公称尺寸相同，其精度为eT，表面粗糙度不得高于0.8m.3.主缸缸体通常采用灰铸铁HT2040或铸造铝合金件缸孔尺寸精度为H9，其表面粗糙度不得高于m，刚体上排液孔的罗纹精度为6H，供液孔的螺纹精度为7H。制动主缸通过缸体上供液孔、溢流孔和活塞上6个1.7mm过油孔的有机配合，构成主缸的自动调节制动液供给系统，以保障制动系统始终充满制动液，对于串联式双回路制动主缸来说，由于主缸的第二活塞是浮动的，为保证主缸制动性能准确可靠，需要在缸体的适当位置装置限位螺钉，对第二活塞的工作初始位置进行限位。在进行主缸缸体内腔空深度尺寸设计时，应保证第一活塞
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