捷达轿车制动系统设计

word文档可自由复制I编辑word文档可自由复制I编辑word文档可自由复制I编辑第1章绪论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，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。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，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；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制动系统设计内容研究、确定制动系统的构成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。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。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和零件图。第2章制动器设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。2.1捷达轿车的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2.1所示表2.1捷达轿车整车参数已知参数已知参数捷达轿车轴距L（mm）2471整车整备质量（Kg）1100满载质量（Kg）1500最高车速（km）1750.89（空载），1.28(满载)2.2制动系统的主要参数及其选择2.2.1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0的路面上制动时，可能有以下三种情况[4]。当时0线在I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；当时0线位于I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；当时0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0d（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为uqgg，即q，q为d 0 0t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q。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到0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qB（2.1）G式中：F——汽车总的地面制动力；B——汽车所受重力；q——汽车制动强度。当时，q，1，利用率最高。0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0的同步附着系数：轿车取0.6；货车取0.5为宜。 0 0我国GB12676—1999附录A《制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求》中A1.2.3规定了除M、N外其他类型汽车制动强度的3 1 1要求。对于制动强度在0.15~0.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式q0.08确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图2.1）之间，则认为满足A1.2条件要求；对于制动强度q0.3，若后轴附着利用曲线能满3足公式q0.30.74(0.38)，则认为满足A1.2的要求[4]。3参考与同类车型的0值，取00.78。图2.1除M、N外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求12.2.2制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知：0Lh2 0g（2.2）L式中：L——汽车轴距，L2471mm；——制动力分配系数；L——满载时汽车质心距前轴中心的距离L1137 ； 1 1L——满载时汽车质心距后轴中心的距离L1334；1 2h——满载时汽车质心高度h553。 g g求得：0.714进而求得GFFGq(Lh)q（2.3） B1 B L2 0gGFF(1)Gq(1)(Lh)q（2.4） B2 B L1 0g式中：q——制动强度；F——汽车总的地面制动力；BF——前轴车轮的地面制动力；B1F——后轴车轮的地面制动力。B2当时，FF，故FG，q；1。 0 B12 B此时q0.78，q0.30.74(0.38)0.596符合GB12676—1999的要0求。当时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，0即FF。此时求得：B11 GL 15009.81.334 19609.8 F 2 BL()h 1.334(0.786)0.5531.765340.553 2 0 g L 1.334 1.334 q 2 L()h 1.334(0.786)0.5531.765340.553 2 0 g L 1.334 1.334 2 L()h 1.334(0.786)0.5531.765340.553 2 0 g表2.2取不同值时对比GB12676-1999的结果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.713725.4F1144.12376.953269.325080.196585.778207.57 B 8 q 0.0780.16170.22240.34560.448010.558330.67753 0.780.80850.74150.863980.896020.930560.9679符合 符合 符合 符合 符合 符合 符合GB12676—1国家标国家标国家标国家标国家标国家标国家标999 准 准 准 准 准 准 准当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，0即FF。此时求得：B22 GL 15009.81.13716713.9 F 1 BL()h 1.137(0.786)0.5531.5720.553 1 0 gL 1.137 1.137q 1 L()h 1.137(0.786)0.5531.5720.553 1 0 g L 1.137 1.137 1 L()h 1.137(0.786)0.5531.5720.553 1 0 g表2.3取不同值时对比GB12676-1999的结果0.8BF12191.15q0.80521.0066GB12676—1999符合国家标准2.2.3制动器最大的制动力矩此处删减NNNNNNNNNNNNNNNN字需要整套设计请联系q：99872184。 图2.7制动蹄摩擦力矩分析计算计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩T=2fqR2sind=fqR2(cos-cos)（2.24） f0 0 1 21由公式(2.9)导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领—从蹄制动器的制动因数进行分析计算。单个领蹄的制动蹄因数BFTlfhBF(2.25)T1arAfB r 单个从蹄的制动蹄因数BFT2fhBF(2.26)T2arAfB r 以上两式中： fh 0.4238 BF 1.98T1a123.7rAfB1550.820.4086r155fh 0.4238 BF 0.62T2a123.7rAfB1550.820.4086r 155 以上各式中有关结构尺寸参数见图2.8。整个制动器因数BF为BFBFBF1.980.622.60 T1 T2图2.8支承销式制动蹄2.5.3制动蹄片上的制动力矩1、鼓式制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩T，在摩擦衬片表面上取一横Tf1向单元面积，并使其位于与y轴的交角为处，单元面积为bRd。，其中b1为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，d为单元面积的包角，如图2.8所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：dNqbRdqbRsind(2.27)max而摩擦力fdN产生的制动力矩为dTdNfRqbR2fsind Tf max在由至区段上积分上式，得TqbR2f(coscos)(2.28) Tf max当法向压力均匀分布时，dNqbRdpTqbR2f()(2.29) Tf p式（2.24）和式（2.25）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩T的方法则更为方便。Tf1图2.9图2.9张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩T可表达如下：Tf1TfN(2.30) Tf1 11式中:N——单元法向力的合力；1——摩擦力fN的作用半径(见图2.9)。 1 1如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力N与张开力P的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 1 1PcosSN(cosfsin)0 1 0 1x 1 1 1PaSCfN0(2.31) 1 1x 11式中：——x轴与力N的作用线之间的夹角； 1 1 1——支承反力在工：轴上的投影。1x解式(3..27)，得NhP/[c(cosfsin)f]（2.32) 1 1 1 1 1对于增势蹄可用下式表示为Pfh/[c(cosfsin)f]PB(2.33) Tf1 1 1 1 1 1 11对于减势蹄可类似地表示为TPfh/[c(cosfsin)f]PB(2.34) Tf2 2 2 2 2 2 22图2.10制动力矩计算用图为了确定，及，，必须求出法向力N及其分量。如果将d(见 1 2 1 2 N图2.10)看作是它投影在x轴和y轴上分量dN和dN的合力，则根据式 1 1 x x（2.23）有： dNcos1qbRsin2cosdqbR(2cos2) N y 4max max(2.35)因此对于领蹄： N arctan(y)arctan(cos2'cos2'')/(2sin2''sin2'Nx(2.36) =arctan(cos40cos260)/(3.454sin260sin40=10式中：。根据式(2.24)和式(2.26)，并考虑到NN2N2 1 x y(2.37)则有 4R(cos'cos") (cos2'cos2")2(2sina2"sin2')2 1(2.38)40.155(cos20cos130)==0.183(cos40cos260)2(2110/180sin260sin40)2对于从蹄： N arctan(y)arctan(cos2'cos2'')/(2sin2''sin2'N x =arctan(cos50cos250)/(3.454sin250sin50=11式中：则有： 4R(cos'cos") (cos2'cos2")2(2sina2"sin2')2(2.38)240.155(cos25cos125)==0.179(cos50cos250)2(2100/180sin250sin50)2由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即TTTPBPB（2.39） f Tf1 Tf2 11 22由式（2.33）和式（2.34）知 Bfh/c'(cosfsin)f1 1 1 1 1=0.40.2380.183/0.1237(cos100.4sin10)0.40.183=0.3 Bfh/c'(cosfsin)f2 2 2 2 2=0.40.2380.179/0.1237(cos110.4sin11)0.40.179=0.09对于液压驱动的制动器来说，PP，所需的张开力为 1 2PT/(BB)1835.5/(0.30.09)4706N•m(2.40) f1 1 2 TPBFR47062.600.1551896T 1835.5 f2 f2max计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：c(cosfsin)f0(2.41) 1 1 1 ccos 0.1237cos10f0.4 10.75(2.42)成立，不会自csin0.18260.1237sin10 1 1锁。由式(2.24)和式(2.29)可求出领蹄表面的最大压力为：Phq 1 1 max1bR2(coscos)[c(cosfsin)f] 1 2 1(2.43)47060.23800.183= 0.0018(cos20cos130)0.1237(cos100.4sin10)0.0732=1.26106Pa式中：P，h，，R，c，——见图2.9； 1 1 1，——见图2.10；b——摩擦衬片宽度；f——摩擦系数。因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。2、盘式制动蹄片上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如图2.11所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为T2fNRf （2.44）式中：f——摩擦系数；N——单侧制动块对制动盘的压紧力(见图2.11)；R——作用半径。图2.11盘式制动器计算用图图2.12钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径R或m有效半径R已足够精确。如图41所示，平均半径为eRRR1 2m 2式中R，R——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。2根据图2.12，在任一单元面积只Rdd上的摩擦力对制动盘中心的力矩R为fqR2dRd，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为T1R2fqR2dRd2fq(R3R3)2 R1 3 2 1单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为fNR2fqRdRdfq(R2R2) R 2 11得有效半径为RTf2R23R134[1R1R2](R1R2) e2fN3R2R23 (RR)2 21 1 2R令1m，则有R2 4 m R[1 ]R e3 (1m)2 m （2.45）R m 1因m11，，故RR。当RR，m1，RR。 R (1m)24 e m 1 2 e m2但当m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。由T2fNR求得：f2NT/2fR3193/20.40.17522807Nf2 N 22807则单位压力q6.5N/mm2A3480 R2fqR2dd4fq(R3R3)3252N•mT 3193N•T2 f1 R R3 2 1 f1max1m因此盘式制动器主要参数选取也符合设计要求。2.6摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，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。汽车的制动过程是将其机械能(动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为1m(v2v2) e a1 2 12 2tA11m(v2v2) e a1 2(1)(2.46) 22 2tA2vvt1 2j式中：——汽车回转质量换算系数；m——汽车总质量；av，v——汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的 1 2货车取v=18m/s；1j——制动减速度，m/s2，计算时取j=0.6g；t——制动时间，s；A，A——前、后制动器衬片的摩擦面积；l 2——制动力分配系数。在紧急制动到v0时，并可近似地认为1，则有21mv2ea1122tA11mv2ea1(1)(2.47)222tA2鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜，但当制动初速度v1低于式(2.40)下面所规定的v值时，则允许略大于1.8W/mm2，盘式制动器比1能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。 1mv2 1 4060182ea10.6351.566.0W/mm2122tA 223.06435201 1mv2 1 4060182ea1(1)0.3650.921.8W/mm2222tA 223.06425862因此，符合磨损和热的性能指标要求。2.7制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件(mcmc)tL dd hh(2.48)式中：m——各制动鼓的总质量；dm——与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质h量；c——制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482J/（kg•K），对铝合金c=880dJ/（kg•K）；c——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；ht——制动鼓(盘)的温升(一次由v=30km/h到完全停车的强烈制温升a不应超过15℃)；L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、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v2Lma1 a2v2Lma(1)(2.49) 2 a2式中m——满载汽车总质量；av——汽车制动时的初速度；a——汽车制动器制动力分配系数。v2 15008.32Lma0.6433067.2 1 a2 2 v2 15008.32Lma(1)0.3618600.3 2 a2 2LLL33067.218600.351667.5 1 2 盘 式 制 动 器(mcmc)t(3048260880)151008900L51667.5dd hh： 鼓 式 制 动 器(mcmc)t(50482100880)151681500L51667.5：dd hh由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。2.8驻车制动计算图2.11为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：mgZa(Lcoshsin) 2 L 1 g(2.50)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：mag(Lcoshsin)(2.51)Z 2 L 1 g图2.11汽车在坡路上停驻时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即由mga(Lcoshsin)mgsin(2.52) L 1 g a求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 L 0.71.137 1.2467arctan1arctanarctan 29.7(2.53)Lh 2.4710.70.553 2.185g汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 L 1.2467arctan1arctan19.5(2.54) Lh 3.515g一般对轻型货车要求不应小于16%~20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值mgrsin(因)，并保a e证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为1mgrsin0.515009.80.37sin29.73646.96N•ma e制动器主要零件的结构设计2.9.1制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图2.13(a))；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图2.13(b))；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图2.12(c))在轿车上得到了日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1—冲压成形辐板；2—铸铁鼓筒；3—灰铸铁内鼓；4—铸铝台金制动鼓图2.13制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图2.12所示，是以直径为d的圆柱表面的配c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。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为15～20N•cm；对货车为30～40N•cm。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。捷达属于乘用车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取12mm。2.9.2制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和Ⅱ字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm；货车的约为5～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。因此，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压—焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取5mm和6mm。2.9.3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。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370—12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。2.9.4制动蹄的支承二自由度制动蹄的支承，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(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)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。本设计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，采用支承销。2.9.5制动轮缸是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。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入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；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推动。2.9.6.制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm。本设计采用通风式制动盘。2.9.7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，可做成整体的，也可做成两个由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。2.9.8制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩形、正方形或长圆形的。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。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取14mm。2.9.9摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差[8]。2.9.10制动摩擦衬片在GB5763-1998《汽车用制动器衬片》中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中，第1类为驻车制动器用；第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用；第3类为中重型汽车的鼓式制动器用；第4类为盘式制动器用[17]。其摩擦性能见表2.5表2.5汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类 试验温度项目别 100℃150℃200℃250℃300℃350℃0.25～0.20～0.70——————摩擦系数f0.30～0.700.70指定摩擦系数的允±0.10±0.12±0.12——————许偏差f类磨损率（V），10－ ≤1.00≤2.00 ≤3.00———— ——7cm3/（N•m）摩擦系数f0.25～0.650.250.70～0.20～0.700.150.70～————指定摩擦系数的允±0.08±0.10±0.12±0.12————许偏差f类磨损率（V），10－ ≤0.50≤0.70 ≤1.00≤2.00—— ——7cm3/（N•m）摩擦系数f0.25～0.650.250.70～0.25～0.700.200.70～0.15～0.70——指定摩擦系数的允±0.08±0.10±0.12±0.12±0.14——许偏差f类磨损率（V），10－ ≤0.50≤0.70 ≤1.00≤1.50≤3.00——7cm3/（N•m）摩擦系数f0.25～0.650.25～0.25～0.700.25～0.25～0.70.20～0.70类 0.70 0.70指定摩擦系数的允±0.08±0.10±0.12±0.12±0.14±0.14许偏差f磨损率（V），10－ ≤0.50≤0.70 ≤1.00≤1.50≤2.50≤3.507cm3/（N•m）2.9.11制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm，盘式制动器的为0.1～0.3mm；此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图2.14所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环1装在轮缸活塞2内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是一个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打400~500N。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度B大于限位摩擦环厚度b，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙'Bb。间隙'应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程[5]。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图2.14所示，间隙'存在于活塞与限位摩擦环内端面之间1—限位摩擦环；2—活塞；3—制动轮缸图2.14制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触（即间隙'消失）时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到'=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到0.8~1.1MPa，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移，补偿了制动器的过量间隙。2.10制动蹄支承销剪切应力计算在计算得制动蹄片上的法向力N,N，制动力矩T,T及张开力P,P 1 2 Tf1 Tf2 1 2（见2.4节）后，可根据图求得支承销的支承力S,S及支承销的剪切应力 1 2,如下：1 2S1AS2(2.55)A式中：A——支承销的截面积。也可以用下述的简化方法求得：如图2.15所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力N,N与支承销的反力S,S分别平行，如图2.15所示。1 2 1 2对两蹄分别绕中心O点取矩，得PaNfRSc' 1 1 1PaNfRSc' 1 1 1PaNfRS11 1 c'PaNfR S2 2(2.56) 2 c'RcRc'S1N2N2fP1P2N1N1fS2acho一般来说，S的值总要大于S的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力 1 2即可： S PaNfR（2.57） 11 1 1A Ac'1式中：P,Nf,a,R,c'见图2.15； 1 1A——支承销的截面积；f——摩擦系数；——许用剪切应力。由式（2.28）知：0.2384706N1hP1/[c(cos1fsin1)f1]0.1237cos100.4sin100.40.18319576N因此由式（2.56）知 S PaNfR47060.118195760.40.15511 1 31.6MPa1A Ac' 3.140.01220.12371支承销采用45号钢制成，其许用剪切应力=25～45MPa[9]，因此符合剪切应力要求。第3章制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。3.1轮缸直径与工作容积为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构的、传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。制动轮缸对制动体的作用力P与轮缸直径d及制动轮缸中的液压压力wp之间有如下关系式：Pd2(3.1)wp式中：p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p8MPa~12MPa。制动管路液压在制动时一般不超过10MPa~12MPa，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格[9]。轮缸直径应在GB7524—87标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。3.1.1盘式制动器直径与工作容积根据前面算得的结果：P22807N，选取p14MPa，求d： 1 w1P 22807d2 2 0.0455m45.5mmw1p 3.1414106(4.2)由此，选取制动轮缸的直径d46mmw1一个轮缸的工作容积nd2(3.3)V w4 w1式中：d——一个轮缸活塞的直径；wn——轮缸的活塞数目；——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：(3.4) 1 2 3 4在初步设计时，对鼓式制动器可取2mm~2.5mm；——消除制动蹄与制动鼓问的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动1器等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、2材料的弹性模量及单位压力值来计算；,——分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞3 4行程，其值由试验确定。选取2mm，，求一个轮缸的工作容积V。wnd246223322.12mm3V w4 w 413.1.2鼓式制动器直径与工作容积P4706N，选取p8MPa，由式(3.2)，求d： 2 w2 P 4706d220.0273m27.3mmwp3.148106选取制动轮缸的直径d28mmw2选取2.5mm，n2，求一个轮缸的工作容积V。wVnd222822.53077.2mm3w4 w 41全部轮缸的总工作容积为VmV(3.5)w1式中：m——轮缸的数目。VmV23322.123077.212798.64mmw13.2制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB7524—87的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为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。制动主缸应有的工作容积VVV'(3.8)m式中：V——全部轮缸的总工作容积；V'——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可取为V1.1V，货车取V1.3V，式中V为全部轮缸的总工作容积。m m主缸活塞直径d和活塞行程s可由下式确定：w mVd2s(3.9)m4mmsm取s1.1d因此 m m1.3V求知0.8~1.2dm d2s1.1d34mm 4m3.14d31.3V1.131.312798.641.1 26.8mmm 4 4根据GB7524—87的系列尺寸取d28mm。m3.3制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚3.3.1盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度B(0.6~1.0)d(3.6)w于是求知：B0.87d40mm。 1 w1一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行[9]。现取壁厚10mm，由于d/4.610，因此按厚壁进行校核。w d0.4p w1.3pyy1(3.7)2式中：——轮缸壁厚；p——试验压力（当缸的额定压力p16Mpa时，取p=1.5p）； y n y n——缸筒材料许用应力，=/n（为材料抗拉强度，n为安全 b b系数，一般取n=5）。 d0.4p 46441060.414106 2w1.3py12441061.31410618.89mmy由于10mm8.89mm所以壁厚强度满足要求。3.3.2盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度B(0.6~1.0)d(3.6)w于是求知：Bd28mm。 2 w2现取壁厚6mm，由于d/4.710，因此按厚壁进行校核。w d0.4p w1.3pyy1(3.7)2式中：——轮缸壁厚；p——试验压力（当缸的额定压力p16Mpa时，取p=1.5p）； y n y n——缸筒材料许用应力，=/n（为材料抗拉强度，n为安全 b b系数，一般取n=5）。 d0.4p 28441060.48106 w1.3py12441061.3810612.6mm 2 y由于6mm2.6mm所以壁厚强度满足要求。3.4制动主缸行程的计算制动主缸行程的计算方法很多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程[１０]。 A LSwfsfaa(3.10)SGAlsfmc sf式中：S——制动主缸的行程；SGA——轮缸活塞的面积（mm2）；wfA——主缸活塞的面积（mm2）；mcL——制动蹄支点到制动力作用点的距离（mm）；sfl——制动蹄支点到中心距离（mm）；sfaa——制动鼓与制动蹄的间隙（mm）。sf A L 142248 Swfsfaa (0.2~0.4)7.2~14.4mm。 SG A l sf15230 mc sf3.5制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚3.5.1制动主缸活塞宽度根据已有的公式计算活塞的宽度B(0.6~1.0)d(3.11)w于是求知：Bd30mm。w3.5.2制动主缸筒的壁厚一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行[9]。现取壁厚8mm，由于d/510，因此按厚壁进行校核。w d0.4p w1.3pyy1(3.12)2式中：——轮缸壁厚；p——试验压力（当缸的额定压力p16Mpa时，取p=1.5p）； y n y n——缸筒材料许用应力，=/n（为材料抗拉强度，n为安全 b b系数，一般取n=5）。 d0.4p 28441060.414106 2w1.3py12441061.31410615.41mmy由于8mm5.41mm所以壁厚强度满足要求。3.6制动踏板力与踏板行程制动踏板力Fr可用下式验算：11Fd2pp4miips式中：d——制动主缸活塞直径；mp——制动管路的液压；ri——制动踏板机构传动比，i2；p pr1i——真空助力器的助力比；sr,r——见图3.1；12——制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.85~0.95。图3.1液压制动驱动机构的计算用简图 11 1 1Fd2p0.028214106673.14N<700(3.13)p4mii4440.8通常，汽压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比dw0.9~1.2，当d较小时，其活塞行程s及相应的踏板行程x便要加大。d m m pm制动踏板工作行程x为pxi(s)