前盘后鼓制动系毕业设计说明

II型回路182.4.2X型回路182.4.3其它类型回路182.5制动系统布置型式193制动系统主要参数及其设计计算203.1参考车型制动系相关主要参数数值203.2同步附着系数分析203.3制动力及制动力分配系数213.4制动强度和附着系数利用率243.5制动器制动力及制动力矩的计算253.6制动因数263.7前轮盘式制动器参数设计计算273.8后轮鼓式制动器参数设计计算283.9制动器磨损特性热容量及温升计算294制动器主要零部件的结构设计324.1盘式制动器主要零部件的结构设计344.1.1制动盘344.1.2制动钳344.1.3制动块354.1.4摩擦材料354.2鼓式制动器主要零部件的结构设计354.2.1制动鼓354.2.2制动蹄364.2.3制动底板364.2.4制动蹄的支承374.2.5制动轮缸375液压制动驱动机构的设计计算385.1前轮盘式制动轮缸直径与工作容积设计计算385.2后轮鼓式制动轮缸直径与工作容积设计计算395.3制动主缸与工作容积设计计算405.4制动踏板力与踏板行程416制动性能分析计算436.1制动性能评价及其分析436.2制动器制动力分配曲线分析446.3制动减速度与制动距离的计算446.4驻车制动计算457结论478致谢489参考文献4910附录501绪论1.1制动系统概述汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最方便的交通工具。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，人们对安全性、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。1.1.1汽车制动系统的作用及其组成：1)制动系的作用：（1）使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车.（2）使已停驶的汽车在各种道路条件下(包括在坡道上)稳定驻车.（3）使下坡行驶的汽车速度保持稳定。2）制动系的组成：（1）供能装置：也就是制动能源，包括供给、调节制动所需能量以及各个部件，产生制动能量的部分称为制动能源。（2）控制装置：包括产生制动动作和控制制动效果的部件。（3）传动装置：包括把制动能量传递到制动器的各个部件。（4）制动装置：产生阻碍车辆运动或者运动趋势的力的部件。汽车的制动装置又可分为行车、驻车、应急和辅助制动四种装置。1.1.2制动系的一般工作原理行驶中的汽车具有一定的动能。根据物理学知识，汽车的动能Ek=1/2(1+δ)mv2式中:m为汽车的重质量；v为汽车的行驶速度；δ为考虑汽车回转部件动能的系数。图1.1汽车行车制动减速度实质上就是要耗散汽车的动能Ek耗散动能最简便的方法就是经过摩擦将动能变成热能扩散到大气中去。一个简单的制动系统如图1.1所示，用以说明系统的工作原理。以一个金属内圆面为工作表面的金属制动鼓装在车轮轮毂上，随车轮一同转动另一固定不动的制动底板上装有两个圆弧形的制动蹄，她们可各自绕其下端的支撑销转动，由安装在制动地板上的液压制动轮缸来控制其运动。(1)在不制动时，制动鼓的内圆面与制动蹄上摩擦片的外圆面之间有一定的间隙，车轮和制动鼓能够自由旋转。(2)制动时，驾驶员需踩下制动踏板，迫使制动主缸内的油液流入制动轮缸，推动两制动蹄绕支承销转动，使制动蹄摩擦片紧贴到制动鼓内圆面上。这样，制动鼓上便产生摩擦力矩Mu阻止车轮转动。其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间的附着作用，车轮即对路面作用一个向前的周缘力Fμ。同时，路面也会给车轮一个反作用力FB，方向与汽车行驶方向相反。这个力就是车轮受到的制动力。各车轮上制动力的和就是汽车受到的总制动力。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车产生一定的减速度，甚至停车。由于车轮与地面间的附着左右，路面上产生了切向反作用力FB。FB一方面要迫使车轮继续滚动，造成制动蹄与制动鼓间相对运动而产生摩擦，消耗汽车的动能；另一方面它又作为制动力促使整个汽车减速行驶。(3)解除制动时，放松制动踏板，在回位弹簧的作用下，制动蹄回到原位。同时蹄鼓间隙得到恢复，因而制动作用被解除。这就是汽车制动的基本原理。1.1.3制动系的类型制动系根据功用、能源等不同可分为以下几类：(1)按制动系统的作用制动系统可分为行车制动系统、驻车制动系统、应急制动系统及辅助制动系统等。用以使行驶中的汽车降低速度甚至停车的制动系统称为行车制动系统；用以使已停驶的汽车驻留原地不动的制动系统则称为驻车制动系统；在行车制动系统失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的制动系统称为应急制动系统；在行车过程中，辅助行车制动系统降低车速或保持车速稳定，但不能将车辆紧急制停的制动系统称为辅助制动系统。上述各制动系统中，行车制动系统和驻车制动系统是每一辆汽车都必须具备的。(2)按制动操纵能源制动系统可分为人力制动系统、动力制动系统和伺服制动系统等。以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制动系统称为人力制动系统；完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的系统称为动力制动系统；兼用人力和发动机动力进行制动的制动系统称为伺服制动系统或助力制动系统。(3)按制动能量的传输方式制动系统可分为机械式、液压式、气压式、电磁式等。同时采用两种以上传能方式的制动系称为组合式制动系统。(4)按传能介质的传输回路方式制动系统可分为单回路制动系和双回路制动系1.1.4汽车制动系设计要求（1）能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。中国的强制性标准是GB12676-1999《汽车制动系结构、性能和试验方法》、GB7258《机动车运行安全技术条件》。（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定，它是制动性能最基本的评价指标。表1-1给出了欧、美、日等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。表1-1欧、美、日等国的制动效能标准标准名称适用车型制动初速度v/km/h最大踏板力/N制动距离S/m制动减速度j/m/s美联邦汽车安全标准FMVSS121气压制动汽车32969.873美联邦汽车安全标准FMVSS105－75液压制动汽车489616.4662.18欧洲经济委员会和欧洲经济共同体法规货车：总质量3.5t总质量3.5t～12t总质量>12t7050407007007000.15v+4.44.44.4轿车与客车：座位数（包括司机）座位数>8和总质量>5t80805005000.1v+0.15v+续表1-1瑞典制动法规总质量总质量>3.5t8060500700日本制动标准JASO6913－73货车和客车：TA级TB级TC级TD级700800900900减速度0.5g0.5g0.5g0.4g（3）工作可靠。汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。（4）制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间内的频繁重复制动，特别是下长坡时的连续制动，都会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的频繁制动，可使制动器摩擦副的温度达300℃～400℃，有时甚至高达700℃。此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改进其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。一般要求在初速为最高车速的80%时，以约0.3g的减速度重复进行15～20次制动到初速度的1/2的衰退试验后，其热态制动效能应达到冷态制动效能的80%以上。（5）制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后重复制动5～15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防止泥沙、污物等进入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙侵入而采用封闭的制动器。（6）制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。一般要求在进行制动效能试验时，车辆的任何部位不得偏出3.7m的试验道。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15%时，会发生制动时汽车跑偏。（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能减少疲劳。踏板行程：对轿车应不大于150mm；对货车应不大于170mm，其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160～200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N(轿车)～700N(货车)。设计时，紧急制动(约占制动总次数的5%～10%)踏板力的选取范围：轿车为200～300N；货车为350～550N，采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400～500N为宜；驻车制动的手柄拉力应不大于500N(轿车)～700N(货车)。（8）作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。一般要求这个时间尽可能短，对于气制动车辆不得超过0.6s，对于汽车列车不得超过0.8s。（9）制动时不应产生较大的振动和噪声，制动时不应有异响。（10）与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。（11）制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。（12）能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰（13）制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求。防止制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，因此近年来防抱死制动系统（ABS）和电子制动力分配（EBD）在汽车上得到了很快的发展和应用。另外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害问题，已被淘汰，取而代之的无石棉材料。1.2汽车制动系统的研究现状及发展趋势当前关于汽车制动的研究主要集中在制动控制方面，包括制动控制的理论和方法，以及采用新的技术。现代汽车制动器的发展起源于原始的机械控制装置，但随着汽车自身重量的增加，助力装置对机械制动器来说越来越显得非常重要。从而开始出现了真空助力装置。随着科学技术的发展及汽车工业的发展液压制动是继机械制动后的又一重大革新。现在汽车配套出于安全可靠方面的考虑，真空助力器往往和制动主缸一起形成真空助力器总成给车型配套。当前液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用在当前绝大多数乘用车上。车辆防抱死制动控制系统(ABS)和电子制动力分配（EBD）已发展成为成熟的产品，并在各种车辆上得到了广泛的应用，可是这些产品基本都是基于车轮加、减速门限及参考滑移率方法设计的。方法虽然简单实用，可是其调试比较困难，不同的车辆需要不同的匹配技术，在许多不同的道路上加以验证；从理论上来说，整个控制过程车轮滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未达到最佳的制动效果。中国液压ABS的配套主要在乘用车市场，而且配套率相当高，可是中国乘用车配套的液压ABS市场基本上都被外资企业所垄断。汽车防抱死制动系统（ABS）也已经成为电子制动的标准，越来越多的车型上开始加装电子制动力分配（EBD）。当紧急刹车车轮抱死的情况下，EBD在ABS动作之前就已经平衡了每一个轮的有效地面抓地力，能够防止出现甩尾和侧移，并缩短汽车制动距离。EBD实际上是ABS的辅助功能，它能够改进提高ABS的功效。因此在安全指标上，汽车的性能又多了“ABS+EBD”。ASR是ABS的逻辑和功能扩展。ABS在增加了ASR功能后，主要的变化是在电子控制单元中增加了驱动防滑逻辑系统，来监测驱动轮的转速。ASR大多借用ABS的硬件，两者共存一体，发展成为ABS/ASR系统。ABS/ASR已在欧洲新载货车中普遍使用，而且欧共体法规EEC/71/320已强制性规定在总质量大于3.5t的某些载货车上使用，重型车是首先装用的。今天，ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。然而ABS/ASR只是解决了紧急制动时附着系数的利用，并可获得较短的制动距离及制动方向稳定性，可是它不能解决制动系统中的所有缺陷。因此ABS/ASR功能，同时可进行制动强度的控制。ABS只有在极端情况下(车轮完全抱死)才会控制制动，在部分制动时，电子制动使可控制单个制动缸压力，因此反应时间缩短，确保在任一瞬间得到正确的制动压力。近几年电子技术及计算机控制技术的飞速发展为EBS的发展带来了机遇。德国自20世纪80年代以来率先发展了ABS/ASR系统并投入市场，在EBS的研究与发展过程中走到了世界的前列。德国博世公司在1993年与斯堪尼公司联合首次在Scania牵引车及挂车上装用了EBS。然而EBS是全新的系统，它有很大的潜力。车辆制动控制系统的发展主要是控制技术的发展。一方面是扩大控制范围、增加控制功能；另一方面是采用优化控制理论，实施伺服控制和高精度控制。经过了一百多年的发展，汽车制动系统的形式已经基本固定下来。随着电子，特别是大规模、超大规模集成电路的发展，汽车制动系统的形式也将发生变化。结论：在车辆集成化、模块化、电子化、车供能源高压化的趋势驱动下，车辆制动系统也朝着电子化方向发展。电制动系统将进一步取代传统制动系统，汽车底盘进一步一体化，集成化，制动系统性能也会发生质的飞跃。2制动系统方案论证分析与选择2.1汽车制动器形式方案分析制动器是制动系中用以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的部件，一般制动器都是经过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使旋转元件的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。当前汽车制动器基本都是摩擦式制动器，按照摩擦副中旋转元件的不同，分为盘式和鼓式两大类制动器。盘式摩擦副的旋转元件是制动盘，其工作表面是圆盘的端面。鼓式摩擦副的旋转元件为制动鼓，其工作表面是圆柱面；旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩直接分别作用于两侧车轮上的制动器称为车轮制动器，一般用于行车制动器。旋转元件固装在传动系的传动轴上，其制动力矩经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器称为中央制动器，一般用于驻车制动器。2.1.1盘式制动器按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为钳盘式和全盘式两类。全盘式制动器中摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，其工作原理如摩擦离合器，故又称离合器式制动器。这种制动器结构紧凑，摩擦面积大，制动力矩大，但散热条件差，结构较为复杂，造价成本高，全盘式制动器只有少数汽车(主要是重型汽车)采用为车轮制动器。下文将不作进一步介绍。钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在制动钳中。接触面很小，在盘上所占的中心角一般仅30°～50°，又称为点盘式制动器。钳盘式制动器又可按钳体固定在支架上的结构形式分为固定钳盘式和浮动钳盘式两类。1）固定钳盘式制动器结构原理：固定钳盘式制动器结构如下图2.1所示，其制动钳体固定在转向节（或桥壳）上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装一个活塞。跨置在制动盘上的制动钳体固定安装在车桥上，它不能旋转也不能沿制动盘轴线方向移动，其内的两个活塞分别位于制动盘的两侧。其结构如下图所示；制动时，制动油液由制动总泵(制动主缸)经进油口进入钳体中两个相通的液压腔中，将两侧的制动块压向与车轮固定连接的制动盘从而产生制动。当放松制动踏板使油液压力减少时，回位弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。活塞活塞制动钳体制动块车桥进油口制动盘缺点：油缸多、结构复杂、制动钳尺寸大。油路中的制动液受制动盘加热易汽化图2.1固定钳盘式制动器固定钳盘式制动器的制动钳刚度好，除活塞和制动块外无其它滑动件。但由于需采用两个油缸并分置制动盘的两侧，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通。这就使得制动器的径向和轴向尺寸都较大，因而在车轮中，特别是车轮轮距小的微型车的前轮中的布置比较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动产生的热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡，影响制动效果。紧凑型中低端轿车从结构和经济性上考虑都不适用固定钳式盘式制动器，故前轮不采纳固定钳式盘式制动器。2）浮动钳盘式制动器结构原理浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支撑销摆动。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动总成则固定在钳体上。浮动钳盘式制动器结构如下图2.2所示，制动钳体经过导向销与车桥相连，能够相对于制动盘轴向移动。制动钳体只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块则附装在钳体上。制动时，液压油经过进油口进入制动油缸，推动活塞及其上的摩擦块向右移动，并压到制动盘上，并使得油缸连同制动钳体整体沿销钉向左移动，制动盘右侧的摩擦块也压到制动盘上夹住制动盘并使其制动，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。车桥车桥导向销进油口活塞制动钳制动块制动盘图2.2浮动钳盘式制动器浮动钳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，可将制动器近一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车制动和驻车制动。由于浮动钳没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较小，使冷却条件较好。另外单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低，汽化的可能性较小。相比于固定钳式浮动钳式可将油缸和活塞等精密件减去一半，造价大为降低。结合车型及其盘式结构尺寸、造价成本、及其实用性，制动器设计前轮采用浮动钳盘式制动器。2.1.2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，分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种。不同形式鼓式制动器的主要区别有：①蹄片固定支点的数量和位置不同。②张开装置的形式与数量不同。③制动时两块蹄片之间有无相互作用。因以上因素使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不同。领从蹄式两个制动蹄各有一个支点，一个为领蹄，一个为从蹄。前进时前制动蹄为领蹄，摩擦片面积（包角）较大，后制动蹄为从蹄，摩擦片面积（包角）较小，安装时要注意领从蹄不可互换。其示意图2.3如下图所示。图2.3领从蹄式制动器汽车倒车时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)双领从蹄式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。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。这种结构常见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。如下图2.4所示。图2.4双领从蹄式制动器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，则需另设中央制动器用于驻车制动。如图2.5所示。图2.5双向双领从蹄式制动器4）单向增力式制动器单向增力式制动器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。如图2.6图2.6单向增力式制动器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。如图2.7图2.7双向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经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。单领从蹄式制动器效能和效能稳定性，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；间隙调整容易；两蹄片面积相同时，单位压力不等，使衬片磨损不均匀，寿命不同（非平衡式制动器）；只有一个轮缸，两蹄在同一驱动回路作用下工作（等促动力制动器）。应用广泛，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。故本次设计后轮最终采用的是领从蹄式制动器。2.2制动驱动机构的结构型式选择根据制动力源的不同，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塌板上或手柄上的力作为制动力源。而传力方式有、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一般简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.1s—0.3s)，工作压力大(可达10MPa—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，在轿车和轻型汽车上已极少采用。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以上特别是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(0.3s—0.9s)，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0.5MPa—0.7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再经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、举升机构及其它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，当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它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制动主缸型式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。如图2.8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。1)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。2)当踩下制动踏板时，踏板传动机构经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2.8制动主缸工作原理图3)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。其对制动液要求如下：(1)高温下不易汽化,否则将在管路中产生气阻现象,使制动系统失效(2)低温下有良好的流动性(3)不会使与之经常接触的金属件腐蚀,橡胶件发生膨胀、变硬和损坏(4)能对液压系统的运动件起良好的润滑作用(5)吸水性差而溶水性良好,即能使渗入其中的水汽化形成微粒而与之均匀混合,否则将在制动液中形成水泡而大大降低汽化温度当前使用的制动液大部分是植物制动液,用50%左右的蓖麻油和50%左右的溶剂(酒精或甘油等)配成。由于植物制动液的汽化温度不够高，（且在70℃的低温下易凝结），蓖麻油又是贵重的化工原料，植物制动液逐渐被合成制动液和矿物制动液所取代。合成制动液，汽化温度>190℃，-35℃的低温流动性好，对金属无腐蚀，对橡胶无伤害，溶水性好，但成本高；矿物制动液，溶水性差，使普通橡胶膨胀。2.4制动管路型式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，其它完好的回路仍能可靠地工作。如下图2.9不同型式的制动管路。图2.9不同形式制动管路2.4.1II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。2.4.2X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，而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20mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改进了汽车的方向稳定性。2.4.3其它类型回路左、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本次设计最终选择X型管路。2.5制动系统布置型式本田飞度轿车制动系统采用的是液压制动系统。汽车制动时制动踏板施加的动力是经过制动液传递。根据交通法规和制动系设计标准的要求，轿车的行车制动装置均采用双回路制动系统。本田飞度轿车X型双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，加装有真空助力装置，制动器型式采用前盘后鼓。其布置形式如下图2.10所示图2.10本田飞度轿车制动系统布置型式示意图3制动系统主要参数及其设计计算3.1参考车型制动系相关主要参数数值参考车型：本田飞度轿车实际参数：长×宽×高\3900×1695×1525(cm)轴距\2500cm最小离地间隙\155cm前轮胎规格\175/65R15后轮胎规格\175/65R15车身重量\1039kg空载：1550kg\满载：kg汽车空载时质心离前轴的距离L'=1100mm汽车质心离后轴的距离L'=1400mm汽车满载时质心离前轴的距离L=1200mm汽车质心离后轴的距离L=1300mm汽车质心高度：空载h=95cm\满载h=85cm汽车所受重力G=mg=1039kg3.2同步附着系数分析(1)当＜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＞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＝时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。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，即=，为制动强度。而在其它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，地面的附着条件才能够得到充分利用。取一附着系数值=0.63.3制动力及制动力矩分配系数由汽车理论可知汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度ω>0的车轮，其力矩平衡方程为Tf-FBre=0式中：—制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，—地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；—车轮有效半径，m。Ff=Tf/re称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即FB≤Fψ=Zψ或=Fψ=Zψ式中—轮胎与地面间的附着系数；Z—地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而=/即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图3.1）图3.1制动器制动力，地面制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前，后轴车轮的法向反力,为：Z1=Z2=式中：G—汽车所受重力，N；L—汽车轴距，mm；—汽车质心离前轴距离，mm；—汽车质心离后轴距离，mm；—汽车质心高度，mm；—附着系数。取一定值附着系数=0.6；因此在空，满载时可得前后制动反力Z为以下数值满载时：前轮=14190.4N 后轮=5409.6N 空载时：前轮=11969.7N 后轮=3320.3N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载11969.73320.3汽车满载14190.45409.6表3.1汽车总的地面制动力为FB=FB1+FB2=式中q（q=）—制动强度，亦称比减速度或比制动力；考虑到制动强度q=0.35以下的制动次数占总制动次数的90%以上，为安全考虑此处取制动强度q=0.5—前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前后车轮附着力为由已知条件可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故满载时：前轮=8114.4N 后轮=3645.6N 空载时：前轮=6835.5N 后轮=2278.5N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：车辆工况前轴车轮附着力，N后轴车轮附着力,N汽车空载6835.52278.5汽车满载8114.43645.6表β=FB1/FBFB1/FB2=(L2+hg)/(L2-hg)FB=FB1+FB2可得分配系数β=FB1/FB=FB1/（FB1+FB2）=(L2+hg)/(L2+hg+L1-hg)=(L2+hg)/L满载时：满载时：===0.69空载时：===0.79由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装ABS防抱死制动系统。为了使汽车在不同载荷条件下，其前后车轮制动力的分配总能符合或接近理想要求，即前后轴附着力同时被充分利用，以获得尽可能好的制动性能，特别是防止后轮抱死侧滑，在一些汽车的制动系中采用了各种各样的压力阀，如限压阀、比例阀、惯性阀等。3.4制动强度和附着系数利用率一条经过坐标原点斜率为的直线，它是具有制动器制动力分配系数的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=，则称线与I线交线处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：0=（Lβ-L2）/hg满载时：0=（Lβ-L2）/hg=(2.50.69-1.3)/0.85=0.5空载时：0=（L-L'2）/=(2.50.79-1.3)/0.95=0.71则制动强度满载时：空载时：附着系数利用率满载时空载时3.5制动器制动力及制动力矩的计算在忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩的条件下飞度轿车达到最佳制动效果是所需的后轴和前轴的最大制动力矩为：前轴最大制动力矩：子午线轮胎有效滚动半径：re=195×60%+(15×25.4)/2=0.3m后轴最大制动力矩：即：前轮双轮制动力后轮双轮制动力=0.3m车轮有效半径该车所能遇到的最大附着系数=0.758汽车制动器制动力分配系数3.6制动器制动因数3.6.1前轮盘式制动效能因数根据公式BF=2ff——取0.5前轮盘式制动器BF=2×0.5=1.0各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3~0.5，少数可达0.7。一般说来摩擦系数越高的的材料，其耐磨性越差。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f=0.35~0.40已不成问题。此处的盘式制动器摩擦材料摩擦系数选0.5，在接下来的鼓式制动器设计中其摩擦材料的摩擦系数取0.3。3.6.2后轮鼓式制动器效能因数1）领蹄制动蹄因数：根据公式h/b=2;c/b=0.8得=0.792）从蹄制动蹄因数：根据公式得=0.48整个领从蹄制动器的制动因数BFT=BFT1+BFT2=1.273.7前轮盘式制动器参数设计计算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。一般为轮辋直径的70%～79%。飞度的前轮制动盘直径D为280mm轮辋直径D0为15x25.4=381mmD/D0=280/381=73.5%73.5%在70%~79%之间符合设计要求。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。一般，一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0mm—13mm之间。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20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。飞度制动盘厚度12mm在10mm~13mm之间符合设计要求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。而经过了解飞度的前盘摩擦衬块的内半径R1和外半径R2的尺寸分别为70mm和100mmR2/R1=100/70=1.43<1.5符合设计要求。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/～3.5kg/内选取。取2.5kg/3.8后轮鼓式制动器参数设计计算1）制动鼓直径D后轮胎规格\175/65R15轮辋为15inDr=15x25.4=381mm轮辋直径/in1213141516制动鼓内径/mm轿车180200240260货车220240260300320根据轿车D/Dr在0.64～0.74之间选取取D/Dr=0.7得制动鼓直径D=267mm取制动鼓直径D=260mm2）制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b制动蹄摩擦衬片的包角β在β=90°～120°范围内选取。取β=90°制动衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量ma/t单个制动器的摩擦面积/cm2轿车0.9~1.5100~2001.5~2.5200~300根据单个制动器总的衬片面积取200～300取A=200b/D=0.18b=0.18×260=46.8mm取b=45mm3）摩擦衬片初始角的选取根据=-（/2）=4）张开力P作用线至制动器中心的距离a根据a=0.8R得：a=0.8×124.5=104mm5）摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不但希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜单纯地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。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3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。由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害问题，已被淘汰，取而代之的无石棉材料。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其成分和制造方法与石棉模压材料大致相同。若金属纤维（多为钢纤维）和粉末的含量在40%以上，则成为半金属摩擦材料，这种材料在欧美各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为摩擦材料的主流。3.9制动器磨损特性热容量及温升计算摩擦衬块（衬片）的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑膜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。汽车的制动过程，是将机械能转变成热量而耗散的过程。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能的任务。此时，由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则摩擦衬块（衬片）的磨损越严重。制动器的能量负荷常以其能量耗散作为评价指标。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 。3.9.1盘式制动器磨损特性计算双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为式中，为汽车总质量；为汽车回转质量系数；为制动初速度和终速度（m/s）；为制动减速度(m/s2)；为制动时间（s）；、为前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（）；为制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下，,并可认为，故据有关文献推荐，乘用车的盘式制动器在v1=100km/h(27.8m/s)，j=0.6g的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。比能量过高不但引起衬片（衬块）的加速磨损，且有可能使制动盘或制动鼓更早发生龟裂。本设计采用的是前盘后鼓，因此仅计算前轮衬块的摩擦特性。t=(v1-v2)/j=(27.8-0)/6=4.63se1=mav1β/4tA1=（1335×27.82×0.693）/（4×4.63×110×100）=3.51＜6.0W/mm2另一个磨损特性指标是衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为式中，为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径（衬块平均半径或有效半径）；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。3.9.2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：（3-39）式中：——各制动鼓(盘)的总质量；——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等)的总质量；——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金c=880J／(kg·K)；——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容； ——制动鼓(盘)的温升(一次由=30km／h到完全停车的强烈制动， 温升不应超过15℃)；L1——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，能够认为制后制动器，即式中：——满载汽车总质量；——汽车制动时的初速度，可取；——汽车制动器制动力分配系数。以=30km/h（8.33m/s），取满载时的值=0.69来计算，=15℃，则=1550×8.33×8.33×0.69/2=41030J=2×3.14×7.8×{[（24.8/2）2-（13.6/2）2]×1.2+[（13.6/2）2-（12/2）2×（3.6+4）+[（13.6/2）2-（6/2）]×0.6}=11232g（——铸铁、钢的密度，7.8g/mm）式中D1——制动盘直径，取D1=280mm；D2——制动盘圆柱外径，取D2=136mm；d2——制动盘圆柱外径，取d2=120mm；H1——制动盘厚度，取H2=12mm；H2——制动盘制动毂厚度，取H2=6mm；O2——制动毂中心孔直径，取O2=60mm；l2——制动盘制动毂厚度，取l2=36mm。由=11.232×482×15=81211J〉可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。3.9.3盘式制动器制动力矩的校核盘式制动器的计算用简图如图所示，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Tf=2fNR式中——摩擦系数；R——作用半径；N——单侧制动块对制动盘的压力；对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。钳盘式制动器计算用图钳盘式制动器的作用半径计算参考图如图所示，平均半径为式中:，——扇形摩擦衬块的内半径和外半。根据图3-4，在任一单元面积只RdR上的摩擦力对制动盘中心的力矩为式中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单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为得有效半径为：令，则有：=99.45mm因，，故。当，，。但当m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。制动轮缸中的液压，在考虑制动力调节装置作用的情况下，其值一般为=8～12Mpa，制动管路液压在制动时一般不超过10～12Mpa，对盘式制动器可再高些，因此这里取=10Mpa来计算制动轮缸工作面积：S=π/4=3.14×0.048×0.048/4=0.0018m2式中d3为活塞的直径，取d3=48mm单侧制动块对制动盘的压紧力：N=S=10000000×0.0018=18000N单个制动器制动力矩Tf=2fNRm=2×0.35×18000×0.097=1222.2N.mTf>T´f1，符合制动力矩要求。4制动器主要零部件的结构设计4.1盘式制动器主要零部件的结构设计4.1.1制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（用于钳盘式制动器）。制动盘在工作时不但承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改进冷却效果，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％一30％，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0mm—13mm之间。飞度的前轮制动盘为实心盘，直径D为280mm,厚度为12mm，轮辋直径D0为381mm。本次设计采用的材料为HT250。制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量、两侧表面的平行度及制动盘的不平衡量。有的文献认为：制动盘的工作表面不平行度不应大0.008mm；盘的表面摆差不应大于0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06。4.1.2制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370一12或球墨铸铁QT400一18制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，一边不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳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嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的轮缸大得多，日本轿车钳盘式制动器油缸的直径最大可68.1mm（单缸）或45.4mm（双缸），客车和货车可达82.5mm（单缸）或79.4mm（双缸）。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。有的将活塞口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制造或由钢制造。为了提高其耐磨性，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后则可减少制动时轮毂轴承的合成载荷。4.1.3制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，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。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液气话和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高和工作温度高的原因摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm~16mm之间，中、重型汽车的摩擦衬块在14mm~22mm之间。许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的警报装置，以便能及时更换摩擦衬块。4.1.3摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值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（要求摩擦衬块在300℃的加热板上作用30min后，背板的温度不超过190℃）和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、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，应尽量采用污染小和对人体无害的材料。根据设计标准和国家法规，制动器摩擦材料不应含有石棉材料。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其它成分和制造方法与石棉磨擦材料大致相同。若金属纤维（多为钢纤维）和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在欧美各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占总质量的60%~80%），掺上石墨粉、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。4.2鼓式制动器主要零部件的结构设计4.2.1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。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；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到以前的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。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15N·cm～20N·cm；对货车为30N·cm～40N·cm。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≤1．5N.cm。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11mm增至20mm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7mm～12mm；中、重型载货汽车为13mm～18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。4.2.2制动蹄轿车的和微型、轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形钢碾压或钢板冲压焊接制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上的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制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm～5mm；货车的约为5mm～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4．5mm～5mm；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。4.2.3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KTH370—12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。4.2.4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(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。4.2.5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。5液压制动驱动机构的设计计算5.1前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算1)前轮制动轮缸直径根据公式式中：p——考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp查FIT轿车使用与维护手册得P=19625N得=50mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为50mm。2)前轮制动轮缸工作容积的设计计算一个轮缸的工作容积根据公式式中：——一个轮缸活塞的直径；n——轮缸活塞的数目；δ——一个轮缸完全制动时的行程：取δ=2mm——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程。——由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞。，——分别为盘式制动器的变形与制动盘的变形而引起的轮缸活塞行程。得一个轮缸的工作容积=3925mm35.2后轮制动器轮缸直径与工作容积的设计计算1)后轮制动轮缸直径制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压p之间有如下关系式：根据公式式中：p——考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压，p=8Mpa～12Mpa.取p=10Mpa查FIT轿车使用与维护手册得，制动轮缸对制动块的反作用力P=7065N=30mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为30mm。2)后轮制动轮缸工作容积一个轮缸的工作容积根据公式式中：——一个轮缸活塞的直径；n——轮缸活塞的数目；δ——一个轮缸完全制动时的行程：初步设计时δ可取2mm-2.5mm取δ=2mm——消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。，——分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。得一个轮缸的工作容积=2826mm全部轮缸的工作容积根据公式式中：m——轮缸的数目；V=2V+2V=22826+23925=13502mm35.3制动主缸与工作容积设计计算：1)制动主缸应有的工作容积式中：V——全部轮缸的总的工作容积；——制动软管在掖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Vm=1.1V；货车取Vm=1.3V，式中V为全部轮缸的总工作容积。由上面计算得出V=13502mm轿车的制动主缸的工作容积可取为=1.1V=1.1×13502=14852.2mm2)主缸直径和活塞行程S根据公式：一般S=(0.8-1.2)d取S=0.9d得===27.595mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为30mm。活塞行程计算公式sm=0.9×dm=27mm5.4制动踏板力与踏板行程5.4.1制动踏板力根据公式：式中：——制动主缸活塞直径；P——液压制动管路液压，制动时一般不超过10～12Mpa，取10Mpa——制动踏板机构传动比；取=——制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.85～0.95。取=0.9根据上式得：=2746N>200~250N因此需要加装真空助力器。式中：：真空助力比，取12。=2746/12=228.8N轿车制动踏板力一般不应超过500N~700N。液压制动踏板机构的设计受驾驶员能发挥的踏板力影响，这取决于人体的因素。考虑到女性和身体较弱的驾驶员，设计选取200~250N的踏板力产生1.0g的减速度；另外，作用在制动手柄上的力对轿车不应该超过400N；对货车不应超过600N。经验证设计符合要求5.4.2制动踏板工作行程xp式中：——主缸推杆与活塞的间隙，一般取1.5～2mm；取=2mm——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作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；在确定主缸容积式，应考虑到制动器零件的弹性变形、热变形以及制动衬块的正常磨损量等，还应考虑到用于制动驱动系统信号指示的制动液体积。因此，制动踏板的全行程（至与地板相碰的行程）应大于正常工作行程。制动器调整正常时的踏板工作行程约为踏板行程