毕业设计-汽车制动器设计

齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）汽车制动器设计汽车制动器设计摘要制动器是制动系统的重要构成部分，本论文重要简介了制动器设计。从盘式和鼓式制动器的构造与性能对比入手，考虑到盘式制动器制动效能更好，且尺寸和质量都相对较小，散热性能好，且所设计商务车的发动机转矩和功率较大，车速较高，整体性能很好，属于中高档车，故本设计前后轮均选用了浮盘式制动器。基本构造选定后本论文对制动器展开了如下设计。第一制动系的参数：包括制动力分派系数、同步附着系数、制动强度、附着系数运用率以及最大制动力矩等参数的选择计算；第二制动器及其零部件：制动盘、制动钳体、摩擦衬块等制动器零部件的尺寸计算与材料选择；第三驻车制动：本设计选用了后轮驻车制动，在后轮盘式制动器上加装了驻车制动的机械构造；第四制动驱动机构：制动轮缸、制动主缸、以及踏板行程的设计计算。关键词：制动器,盘式制动器,机械构造,制动力MACROBUTTONAcceptAllChangesShownAbstractBrakesareanimportantpartofthebrakingsystem,thispaperintroducesthebrakedesign.Startingfromthestructureandperformancecomparisondiscanddrumbrakes,discbrakesbrakingefficiencytakingintoaccountthebetter,andthesizeandqualityarerelativelysmall,goodthermalperformance,andthedesignofcommercialvehicleenginetorqueandpowerthanthelarge,higherspeed,betteroverallperformance,areinhigh-endcars,sothedesignfrontandrearwheelsaremadeofafloatingdiscbrakes.Thebasicstructureofthepresentpaperisselectedafterthebrakestartedfollowingdesign.Parametersofthefirstbrakesysteminclude:brakingforcedistributioncoefficient,synchronizationadhesioncoefficient,brakestrength,adhesioncoefficientutilization,andselectingthemaximumbrakingtorqueparametersofcomputation;thesecondbrakepartsandcomponents:brakediscsystemsizingandmaterialselectioncaliperbody,thefrictionpadsandotherbrakeparts;thirdlyParkingbrake:Thisdesignusesarearparkingbrake,reardiscbrakesinstalledontheparkingbrakemechanicalstructure;fourthbrakedrivemechanism:brakewheelcylinders,brakemastercylinder,andthepedalstrokedesigncalculations.Keywords:brakes,discbrakes,mechanicalstructure,thebrakingforce目录摘要…… =1\*ROMANIAbstract =2\*ROMANII前言 1第1章盘式制动器概述 71.1盘式制动器构造形式简介 71.2盘式制动器的优缺陷 81.3盘式制动器原理及特点 91.4盘式制动器的重要元件 111.4.1制动盘 111.4.2制动摩擦衬块 121.5盘式制动器操纵机构 13第2章盘式制动器设计 152.1制动器设计中的分析 152.2制动器的基本参数 162.2.1先确定制动力矩 162.2.2确定摩擦盘尺寸 162.2.3制动器的磨损验算 172.2.4踏板操纵力 182.2.5踏板操纵行程Sc计算 222.3制动器操纵机构设计 23第3章盘式制动器摩擦盘的设计 243.1摩擦盘构造 243.2摩擦材料类型 25第4章盘式制动器压盘的设计 274.1压盘的构造 274.2压盘的球槽 28第5章盘式制动器弹簧 295.1圆柱螺旋弹簧的构造形式 295.2圆柱螺旋弹簧的制造 305.3圆柱螺旋弹簧参数 31第6章盘式制动器花键设计 326.1花键的类型、特点和应用 326.2花键参数确实定与强度校核 326.3制动驱动机构的构造形式选择与设计计算 346.3.1制动驱动机构的构造型式选择 346.3.2制动管路的多回路系统 416.3.3液压制动驱动机构的设计计算 421制动轮缸直径与工作容积 422制动主缸直径与工作容积 443制动踏板力与踏板行程 45第7章制动性能分析 487.1.1制动效能 487.2制动效能的恒定性 497.3制动时汽车的方向稳定性 49结论 51参照文献 52致谢 54前言课题研究的目的及意义：汽车的设计与生产波及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的规定。汽车制动系统是汽车行驶的一种重要积极安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。伴随汽车的形式速度和路面状况复杂程度的提高，愈加需要高性能.长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，假如此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。鉴于制动系统的重要性，本次设计的重要内容就是运送车辆中的制动器，目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器就其摩擦副的构造形式可提成鼓式、盘式和带式三种。其中盘式制动器较为广泛。盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件与一种或几种制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘所有工作表面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用自卸车采用单盘三钳和双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。钳盘制动器和浮钳盘式制动器。式制动器分为定钳盘式定钳盘式为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其自身的浮动，而在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在垂直于制动盘的平面内摆动的摆动钳盘式制动器。汽车的设计与生产波及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的规定。汽车制动系统是汽车行驶的一种重要积极安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。伴随汽车的形式速度和路面状况复杂程度的提高，愈加需要高性能、长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，假如此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最以便的交通工具。汽车制动系统是汽车底盘上的一种重要系统，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种关键装置，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。伴随公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性的规定越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配置十分可靠的制动系统。车辆在形式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一直是汽车设计制造和使用部门的重要任务。现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的原因，因此改善制动器机构、处理制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。汽车制动器的国内外现实状况及发展趋势：对制动器的初期研究侧重于试验研究其摩擦特性，伴随顾客对其制动性能和使用寿命规定的不停提高，有关其基础理论与应用方面的研究也在深入进行。目前，汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故低端车一般还是使用前盘后鼓式。汽车制动过程实际上是一种能量转换过程，它把汽车行驶时产生的动能转换为热能。高速行驶的汽车假如频繁使用制动器，制动器因摩擦会产生大量的热量，使制动器温度急剧升高，假如不能及时的为制动器散热，它的效率就会大大减少，影响制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象。在中高级轿车上前后轮都已经采用了盘式制动器。不过，时下尚有不少经济型轿车采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器（即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器），这重要是出于成本上的考虑，同步也是由于轿车在紧急制动时，负荷前移，对前轮制动的规定比较高，一般来说前轮用盘式制动器就够了。当然，前后轮都使用盘式制动器是一种趋势。在货车上，盘式制动器也有被采用的，但离完全取代鼓式制动器尚有相称长的一段距离。现代汽车制动器的发展来源于原始的机械控制装置，最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简朴的机械装置向制动器施加作用力，那时的汽车重量比较小，速度比较低，机械制动已经可以满足汽车制动的需要，但伴随汽车自身重量的增长，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。此外，近年来则出现了某些全新的制动器构造形式，如磁粉制动器、湿式多盘制动器、电力液压制动臂型盘式制动器、湿式盘式弹簧制动器等。3.课题研究的内容制动器是制动系中最重要的一种部件，是制动系统中用以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件。但凡运用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都称为摩擦制动器，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；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。目前广泛使用的是摩擦式制动器,盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件与一种或几种制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘所有工作表面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用自卸车采用单盘三钳和双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。钳盘式制动器中定钳盘式为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其自身的浮动，而在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在垂直于制动盘的平面内摆动的摆动钳盘式制动器。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，鼓式制动器根据其构造都不一样，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。正如上面我们看的同样，制动器器的类型诸多，那么每种类型的制动器器都合用什么类型的车呢？是不是有种减速器是完美无缺的？本课题就是来处理这些问题的。其实每种类型均有它的优缺陷，我们本课题要研究的内容就是要通过度析设计，找出不一样类型的减速器的优缺陷。理解了他们的优缺陷后我们就能更好更充足的运用它们，为汽车优化设计提供以便。制动系统的基本概念：使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已停驶的汽车保持不动，这些作用统称为制动；汽车上装设的一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等状况，借以使外界（重要是路面）在汽车某些部分（重要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的制动，这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力；这样的一系列专门装置即称为制动系。这种用以使行驶中的汽车减速甚至停车的制动系称为行车制动系；用以使已停驶的汽车驻留原地不动的装置，称为驻车制动系。这两个制动系是每辆汽车必须具有的。图1.1汽车制动系构成1-制动助力器；2-制动灯开关；3-驻车制动与行车制动警示灯；4-驻车制动接触装置；5-后轮制动器；6-制动灯；7-驻车制动踏板；8-制动踏板；9制动主缸；10-制动钳；11-发动机进气管；12-低压管；13-制动盘任何制动系都具有如下四个基本构成部分（如图1.1所示）：供能装置：包括供应、调整制动所需能量以及改善传能介质状态的多种部件。控制装置：包括产生制动动作和控制制动效果的多种部件。传动装置：包括将制动能量传播到制动器的各个部件制动器：产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力（制动力）的部件，其中包括辅助制动系中的缓速装置。按制动能源来分类，行车制动系可分为，以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制动系称为人力制动系；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则是动力制动系，其制动源可以是发动机驱动的空气压缩机或油泵；兼用人力和发动机动力进行制动的制动系称为伺服制动系。驻车制动系可以是人力式或动力式。专门用于挂车的尚有惯性制动系和重力制动系。按照制动能量的传播方式，制动系可分为机械式、液压式、气压式和电磁式等。同步采用两种以上传能方式的制动系可称为组合式制动系。制动系统是评价汽车安全性的一种重要原因，也是汽车的重要构成部分之一。当今汽车行业已经非常发达，人类对汽车的性能规定也越来越高。一款安全、轻便、环境保护、经济的制动系统可以大大提高汽车的性能。这也是汽车设计人员不停追求的目的。制动系统研究现实状况目前，车辆重要还是采用盘式和鼓式制动器的组合形式。虽然盘式制动器的使用经济性目前有所提高，不过与鼓式制动器比起来还是贵得多。当然，气压盘式制动器的性能更优越，内衬的使用寿命更长，维修间隔和保养技术也深入提高。

摩擦材料目前更大程度的向有机材料类型转变，这对盘式制动器的发展来说是一种契机，可以使得气压盘式制动器在更高的温度下运行，而鼓式制动器材料是不能承受这样的温度的。鼓式制动器的发展已经到达了最高程度。

因此，汽车制动器未来的发展重点是浮钳式盘式制动器。尤其在前轮安装的通风盘式制动器又是发展重点。此外，作为需要在增大制动力的一种制动产品，双盘式制动器在商用车应用的气压式双盘式制动器将是未来发展的方向。在后轮盘式制动器中，带驻车制动器功能的盘中鼓式制动器将是未来发展的一种趋势。伴随BBW技术的发展，盘式电动制动器是未来发展的重点方向。在材料选择方面：80年代之前，国内外都重要采用有石棉树脂型摩擦材料用于汽车制动，但因石棉摩擦产生有毒粉尘吸入人体后对肺产生影响，以及产生环境污染，同步在高速、高温下，石棉材料的强度、摩擦系数、耐磨性能等均下降，因此，汽车制动系无石棉化已是一种必然的发展趋势。国外从70年代就开始严禁采用石棉用做制动材料，我国在1999年修改的GB12676-1999法规也明确规定“10月1日之后，制动衬片应不含石棉”。目前国际上第三代摩擦材料诞生——无石棉有机物NAO片。重要使用玻璃纤维、芳香族聚酰纤维或其他纤维（碳、陶瓷等）作为加固材料。其重要长处是：无论在低温或高温都保持良好的制动效果，减少磨损，减少噪音，延长刹车盘的使用寿命，代表目前摩擦材料的发展方向。

目前国内多以半金属纤维增强复合摩擦材料应用最为普遍。但某些企业和地方根据自身的特点，也在研究新型摩擦材料，例如由河北工业大学所承担的科研项目“替代石棉制品汽车制动摩擦片的研制”中，采用当地的海泡石纤维来研制摩擦材料获得初步成功；西安交大与广东省东方剑麻集团有限企业联合研制采用剑麻作为增强纤维也初步获得成功，据报道该制动器的摩擦系数、磨损率、硬度、冲击韧性等各项性能均到达国标、具有摩擦系数平稳、热恢复性能好、刹车噪音小、使用寿命长、低成本等长处。此外，国内尚有人研究采用水镁石做摩擦材料。不一样的纤维有不一样的优缺陷，因此研制一种比较符合多种规定的摩擦材料也就成为人们的追求。但不管怎样，未来汽车制动摩擦材料必须是环境保护化、安全化、轻量化以及低成本的原则。此外，现代汽车制动控制技术正朝着电子制动控制方向发展。全电制动控制因其巨大的优越性，将取代老式的以液压为主的老式制动控制系统。同步，伴随其他汽车电子技术尤其是超大规模集成电路的发展，电子元件的成本及尺寸不停下降。汽车电子制动控制系统将与其他汽车电子系统如汽车电子悬架系统、汽车积极式方向摆动稳定系统、电子导航系统、无人驾驶系统等融合在一起成为综合的汽车电子控制系统，未来的汽车中就不存在孤立的制动控制系统，多种控制单元集中在一种ECU中，并将逐渐替代常规的控制系统，实现车辆控制的智能化。不过，汽车制动控制技术的发展受整个汽车工业发展的制约。有一种巨大的汽车既有及潜在的市场的吸引，多种先进的电子技术、生物技术、信息技术以及多种智能技术才不停应用到汽车制动控制系统中来。同步需要多种国际及国内的有关法规的健全，这样装备新的制动技术的汽车就会真正应用到汽车的批量生产中。第1章盘式制动器概述1.1盘式制动器构造形式简介盘式制动器按摩擦副中定位原件的构造不一样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构造型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。①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。具有下列长处：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；构造及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，轻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规定。②浮动盘式制动器：浮动钳式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；另一种是制动钳体可绕一支承销摆动。故有滑动和摆动之分，其中滑动应用的较多。它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推进活动制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推进制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就规定制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为lmm)后即应更换。这种制动器具有如下长处：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能深入靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，因此制动液汽化的也许性小。（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所有接触，其作用原理与摩擦式离合器相似。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。1.2盘式制动器的优缺陷盘式制动器比鼓式制动器的长处：热稳定好，原因是一般无自行増力作用，衬块摩擦体现压力分布较鼓式中的衬片更为均匀，此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而减少了制动效能，这称为机械衰退，制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀主线与性能无关，故无机械衰退问题，因此，前轮采用盘式制动器。汽车制动时不易跑偏。水稳定性好，制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能减少不多，又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一，二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。制动力矩与汽车运动方向无关。易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。尺寸小，质量小，散热良好。压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。更换衬块简朴轻易。衬块与制动盘之间的间隙小（0.05-0.15mm），从而缩短了制动协调时间。易于实现间隙自动调整。能以便地实现制动器磨损报警，以便及时更换摩擦衬块。盘式制动器的重要缺陷：难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。在制动驱动机构中必须装有助力器。由于衬块工作表面小，因此磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。1.3盘式制动器原理及特点图.1-1增力式盘式制动器零件图1、2—压盘3、7—摩擦盘4—半轴壳5—半轴6—回位弹簧8—中间壳体9—调整螺栓10—斜拉杆11—调整叉12—拉杆13—压盘凸肩14—壳体肩台上图是运送车辆增力式盘式制动器零件图。在差速器的每一侧半轴上，用花键安装着两个粘有摩擦衬面的摩擦盘3和7，它们能在花键轴上来回滑动，是制动器的旋转部分。在两摩擦盘之间有一对可锻铸铁的圆形压盘1和2，它们的表面支承在半轴壳4的三个凸肩上，并能在较小的弧度内转动。两压盘内侧面的五个卵圆形凹坑中装有五个钢球，两压盘用三根弹簧6拉紧。在中间盖8和摩擦盘4上，与摩擦盘相对着的表面通过加工。摩擦盘与压盘间，以及摩擦盘与半轴壳和中间盖间，在不制动时均有一定间隙。制动时，制动踏板通过斜拉杆使两压盘相对转动，此时凹坑中夹着的五个钢球就从坑底向坑边滚动，将两压盘挤开，两压盘就将旋转着的两个摩擦盘分别推向半轴壳和中间盖，使各相对摩擦表面间产生摩擦扭矩，最终将半轴制动。假如放松制动踏板，则弹簧6又将两压盘拉紧复原，使钢球进入坑底，恢复了摩擦盘两侧的间隙。盘式制动器在上述制动过程中有增力作用。当摩擦盘顺时针旋转时；作用在压盘上的摩擦扭矩将使它们跟随旋转，但当压盘1由于其凸起13受到半轴壳上的凸肩14的限制而不能转动时，压盘2则在摩擦扭矩的作用下将相对于压盘1作顺时针转动，协助钢球继续将两压盘挤开，使操纵省力。当摩擦盘反时针旋转时，和上述过程相似地起增力作用。因此不管运送车辆前进还是倒退，制动时盘式制动器均有增力作用。与带式和蹄式制动器相比，盘式制动器除了构造复杂外有一系列长处：如构造紧凑，操纵省力，制动效果好，衬面磨损较均匀，间隙不需调整，封闭性好不易进泥水，且散热轻易，故使用寿命较长等。这些特点使它得到越来越广泛的应用。1.4盘式制动器的重要元件1.4.1制动盘一、制动盘直径D制动盘直径D应尽量取大些，这时制动盘的有效半径得到增长，可以减少制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径一般选择为轮辋直径的70％一79％。总质量不小于2t的汽车应取上限。二、制动盘厚度h制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不适宜获得很大；为了减少温度，制动盘厚度又不适宜获得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为10—20，通风式制动盘厚度取为20～50，采用较多的是20—30。在高速运动下紧急制动,制动盘会形成热变形,产生颤动。为提高制动盘摩擦面的散热性能,大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘,这样可使制动盘温度减少20%～30%。三、制动盘的安装制动盘安装在轮毂上,与车轮形成整体旋转。制动盘是旋转部件,与摩擦衬块之间只有微小的间隙。从制动盘中心到摩擦衬块磨合中心称为制动盘有效半径。根据杠杆原理,如摩擦力相似,则制动盘的有效半径越大,制动力就越大。四、制动盘的维修制动盘都是原则设计，以使在制动盘有效期限内保持制动表面各项指标的允差，这些指标是平行度、平面度以及横向摆差。保持有关制动表面形状的精度的允差，有助于尽量减少制动粗暴及踏板脉动。制动盘表面粗糙度必须保持在60μm特定范围内，或者更小些。需要控制制动表面粗糙度，尽量减少踏板费力、过大的制动衰退、反常性能的问题。控制表面粗糙度同样能提高摩擦衬片的寿命。每当维修制动摩擦块或卡钳、或者换位车轮或为了其他类型工作而拆卸车轮，总要检查盘式制动器制动盘。不要忘掉，伴随盘式制动器制动盘而发生的许多问题，一般用肉眼检查一下，也许不是很明显的。制动盘厚度、平行度、摆差、平面度。以及刮痕深度等，只能用精确的测量仪和千分尺进行测量。精密的测量工具及现代的精加工设备，对维修好制动盘来说，是至关重要的。1.4.2制动摩擦衬块摩擦衬块是指钳夹活塞推进挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬块分为摩擦材料和底板,两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不不小于1.5。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。对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.6～3.5范围内选用。由于摩擦,摩擦衬块会产生磨损。摩擦材料使用完后,底板和制动盘直接接触会丧失制动效果,损坏制动盘。制动盘损坏后,修理费用十分昂贵。为防止损坏制动盘,过去,顾客靠定期车检来确定摩擦衬块的剩余量;后来,在底板上安装摩擦衬块磨损指示器,当摩擦衬块已磨损到剩余量很少时,指示器与制动盘接触,当司机踏制动踏板时,就发出异常的声响;目前有一种愈加精确提醒摩擦衬块磨损的措施,即安装电子式磨损指示器,当摩擦衬块磨损后,磨损指示器中的线路断掉,警示灯亮。1.5盘式制动器操纵机构在一般拖拉机上，制动操纵机构几乎都是机械式的。制动踏板通过某些杆件与制动元件相连。当摩擦衬面磨损后，为了调整踏板的自由行程，有某些杆件的长度是可调的，如运用调整叉来调整长度。左右制动器的踏板可用连接板连接，以便同步制动两驱动轮。当松开制动时，制动踏板都应当有回位弹簧使其自动回位。为使运送车辆能在斜坡上停车或在作固定作业时不让其随意移动位置，在操纵机构中均有停车锁定装置，它能卡住已踏下的制动踏板，使其不能回位，以使制动器能在没有驾驶员操纵的状况下长时间地处在制动状态。带式和蹄式制动器踏板的自由行程一般为40～80，盘式制动器踏板的自由行程稍大些，这是由于盘式制动器的旋转元件和制动元件间的总间隙较小，假如自由行程过小，驾驶员稍一踏下踏板就已开始了制动，这样易使摩擦衬面加速磨损。左右踏板的行程必须一致，否则拖拉机在紧急制动时会轻易发生偏转而发生安全事故。假如用作直线行驶中降速或停车，则必须注意首先分离主离合器然后再制动；假如用作协助履带拖拉机转向，则必须注意首先分离慢速侧的转向离合器，然后再制动该侧驱动轮。第2章盘式制动器设计2.1制动器设计中的分析在制动器的设计中，和是根据制动力矩的大小，容许的表面单位压力和制动器构造的合理布置等决定的，一般不考虑对加力效果的影响，当摩擦材料选定后，系数μ也是一种既定的数值。因此要使制动器满足一定的加力效果，关键在于合理确实定球槽斜角α。可以看出，当球槽斜角α减少时，加力系数变大，操纵省力。不过，α的减少受到自刹的限制。假如α较小，则只要压盘与摩擦片开始接触后，不需要驾驶员的操纵力，制动器就会自行制动，这是我们不但愿的。因此，不自刹的条件为：>μ(/)(2-1)式中μ-摩擦系数-擦力合力的作用半径；-钢球至中心的距离。加力系数愈大，表达操纵力减少愈多。但必须指出，加力系数并不代表操纵力实际减少的比例。由于实际操纵力取决于主拉杆的拉力，即与的合力，而不是与的代数和。其中为斜拉杆对压盘1的拉力；为斜拉杆对压盘2的拉力。从以上分析看出，盘式制动器之因此构造紧凑，在于它在同样体积下可获得较多的摩擦面积。它的加力效果明显，使操纵力很小。并与被制动轴的转动方向无关。由于摩擦面上的压力分布比较均匀，因此磨损均匀，延长了摩擦片的寿命，减少了调整次数。压力分布均匀对于减少构造尺寸也很有利（由于摩擦片的磨损取决于最大的单位压力及单位摩滑功）。此外，在盘式制动器中各径向力互相平衡，减少了轴和轴承上的载荷。2.2制动器的基本参数2.2.1先确定制动力矩一、车辆在行驶中制动==454.5(2-2)式中—车辆整机使用质量,=2100kg；—车辆驱动附着系数,=0.7；—车辆驱动轮胎动力半径,=0.625mL—车辆轴距,L=1950mm；a—车辆质心纵坐标,a=780mm；h—车辆质心高度坐标,h=700mm；—制动器至驱动轮的传动比,=4.846。二、车辆在坡道上停车==438(2-3)式中—坡道停车时坡度角,=；—车辆滚动阻力系数,=0.02；取大值=454.5作为制动器计算力矩。2.2.2确定摩擦盘尺寸摩擦盘的外径和内径的数值重要取决于单位压力和单位摩滑功。计算时假设单位压力是均匀的，摩擦面上的单位压力可用下式计算：==[]=0.30.5(2-4)在实际设计中，摩擦力的合力半径，近似地可以按内外径的平均值进行计算，即=(2-5)若令=0.55即代入式（2-4）后，可得：=(2-6)根据上述关系，便可按下式求得：(2-7)国内的一般运送车辆<300000～500000，这里=300000，系数的数值一般在0.5～0.6范围内选择，这里选为=0.55因此，有=式中：μ—摩擦片的干摩擦系数,μ=0.3；—摩擦面对数,=4。=0.55×90.6=49.83按上述措施求得的和还应根据构造安排状况加以修整，查阅国内运送车辆盘式制动器的有关参数，现对和做某些修整，取=50mm，=90mm2.2.3制动器的磨损验算由（2-4）式可得出：压紧力====5411(2-8)单位压力===307722N/m2(2-9）单位滑磨功=式中-线速度===(2-10)式中—发动机标定转速,=r/min；—变速箱最高档的传动比,=；—中央传动比,=。因此，有==0.3×303228×4.95=0.5单位压力是制动器工作寿命的重要参数，获得过大，制动器易磨损，但值过小将增大制动器的尺寸，对于一般的国内运送车辆规定<300000～500000，上述中验算的=307722满足规定，故合适。在求得和后，还应验算单位滑磨功A。单位摩滑功按摩擦片外圆来计算，由于该处圆周速度最高。对于一般的国内运送车辆规定<0.5～0.8，上述中验算满足规定，故合适。2.2.4踏板操纵力钢球对压盘的作用力通过球槽的法线方向，该力可分为轴向力和圆周力，其关系为：（图.2-1）表达受力：图.2-1钢球受力分析图=（2-11）式中—钢球的圆周力在轴向压力的作用下，摩擦表面之间将产生摩擦力矩即制动力矩，其数值为：=（2-12）式中—摩擦因数；—摩擦力合力的作用半径。由于每个压盘只具有一种摩擦面，故所受的摩擦力矩为，这就可以求得每个压盘的力矩平衡关系。对于压盘1，（图.2-2）所示：图.2-2压盘1受力分析图=－μQ（2-13）式中－斜拉杆对压盘1的拉力；－斜拉杆的拉力至中心的距离。对于压盘2，（图.2-3）所示：图.2-3压盘2受力分析图=＋－（2-14）式中－斜拉杆对压盘2的拉力，单位；—壳体凸肩对压盘2的反力，单位；—作用力F至中心O的距离，单位。在摩擦片未磨损时，压盘从初始位置只转过极小的角度就靠住了壳体的凸肩，可近似地认为拉力P2和P1的合力P通过中（图.2-4）所示。根据压盘总成的力矩平衡关系，可以得出：=（2-15）图.2-4压盘总成的受力分析图将此式代入式（2-14）后看出，这时=，由于因此：斜拉杆的拉力==(2-16)图.2-5盘式制动器杆件运动关系图如图：根据正弦定理得斜拉杆长度则====1399新车时主拉杆的拉力=2··（2-17）=2×1399×=1057两踏板上的操纵力2=2/=2×1057/15.9=133(2-18)式中—球槽斜角,=33°30′；—钢球至制动器中心的距离,=70；—初始中心角，=；—斜拉杆的倾角=65°；—压盘上与斜拉杆连接的销孔中心至轴线的距离,=103；—操纵机构传动比,=15.9。2.2.5踏板操纵行程Sc计算踏板自由行程取决于主拉杆的位移A0A及操纵机构传动比，即：=A0A·（2-19）由于A0A=OA-OA0，并且OA0=·λ+· OA=·λ0+·综上可得：有关系式OA0=·λ+·==106OA=·λ0+·==110.3A0A=OA－OA0=110.3－106=4.3=A0A·=4.3×15.9=68.372.3制动器操纵机构设计操纵机构的设计重要是决定斜拉杆的位置和尺寸，进行操纵力和制动行程（即自由行程）的计算并确定操纵机构的传动比。斜拉杆的位置和尺寸重要是取决于、L和等参数的大小。这些参数对操纵力和制动行程有直接的影响。愈大操纵力愈小，但构造不紧凑，因此不适宜增大的措施来减小操纵力。根据对国产拖拉机的记录，当、L、ΔL不变时，所取初始中心角愈大，则制动后斜拉杆的倾角β也较大，故操纵省力。但伴随增长，若、不变，则规定斜拉杆长度L愈长，使构造不紧凑，因此规定选择合适，一般在39°～40°左右选用，现选用为=39°。必须指出，当摩擦面磨损后，自由行程增长，就要进行调整。在调整之后，初始中心角减少，这阐明盘式制动器的操纵力将伴随摩擦面的磨损而愈来愈大。操纵机构的设计必须防止运动的干涉，因此规定与压盘的运动对应的主拉杆必须有摆动的也许性；斜拉杆不应防碍压盘的轴向位移。为此，主拉杆上一般具有球面运动副，两个斜拉杆相铰接处应有足够的端面间隙来适应轴向移动的规定。第3章盘式制动器摩擦盘的设计3.1摩擦盘构造本次设计采用的是石棉纤维类摩擦材料，用胶合的措施将摩擦衬片胶在2～3毫米的摩擦盘上。这种构造摩擦材料可得充足运用（衬片磨损不受铆钉头的限制），也不易产生裂缝，但更换衬片较为困难，摩擦盘轮毂的构造采用点焊式，构造和制造都较简朴，但轮毂宽度不大，因而花键受力较大。查阅盘式制动器摩擦盘的某些数据（长度单位：mm）摩擦衬片：材料石棉离合器片外径180厚度5.8±0.1摩擦盘总成：厚度13±0.15两侧面平面度允差0.03侧面跳动允差0.20如图3-1所示制动器摩擦盘构造图图3-1制动器摩擦盘构造图3.2摩擦材料类型制动器中的一种回转零件一般为钢铁制造的，而与回转零件相接触，使起制动作用的零件，其材料一般为摩擦材料所造的。这摩擦元件是制动器的重要构成部分，它性能直接影响到制动和结合过程。对摩擦材料性能的基本规定是：一、摩擦系数高而稳定，尤其是在一定温度范围内，具有稳定的摩擦系数，具有良好的恢复和保持原有摩擦值的能力。制动摩擦片的摩擦系数过高或过低都会影响汽车的制动性能。尤其是汽车在高速行驶中需紧急制动时，摩擦系数过低就会出现制动不敏捷，而摩擦系数过高就会出现轮胎抱死现象，进而导致车辆甩尾和打滑，对行车安全构成严重威胁。按照国标，制动摩擦片的合适工作温度为100～350℃。但许多劣质制动摩擦片在温度到达250℃时，其摩擦系数就会急剧下降，而此时制动就会完全失灵。一般来说，按照SAE原则，制动摩擦片生产厂商都会选用FF级额定系数，即摩擦额定系数为0.35～0.45。二、耐摩性好。为了减轻磨损，除提高材料和粘结剂的耐热性、耐摩性外，还应使摩擦表面光滑。三、有一定的表面硬度和良好的加工工艺性。制动摩擦片的寿命与表面硬度并没有一定的关系。但假如表面硬度高时，制动摩擦片与制动盘的实际接触面积小，往往会影响使用寿命。而影响制动摩擦片寿命的重要原因包括硬度、强度、摩擦材料的磨损性等。一般状况下，前制动摩擦片的寿命为3万km，后制动摩擦片的使用寿命为12万km。四、有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀和抗胶合性能。摩擦材料有金属摩擦材料和非金属摩擦材料两大类。1.金属摩擦材料金属摩擦材料有：粉末冶金材料、铸铁、钢和青铜，其中粉末冶金有较高的摩擦系数，导热性好，工作温度可达680℃金属摩擦材料强度高，对水的浸入不敏感，温度升高时摩擦系数下降快，胶合趋势大，因而制动不稳定。2.非金属摩擦材料此类材料有：石棉摩擦材料，它的应用最广，有机摩擦材料，如橡胶、皮革和木材重要用于小功率低速机器制动；纸基摩擦材料，重要用在油介质中工作的制动器，它有摩擦系数稳定，磨损小，静和动摩擦系数很靠近的特点；碳基摩擦材料，是较晚出现的一种材料，耐高温性能好，可在800～1000℃，摩擦系数稳定，耐磨性好。制动器上用的摩擦材料，绝大多数是石棉制品，其基本成分是石棉、粘结剂和用以调整摩擦性能的多种有机或无机填料。石棉摩擦材料又分为纺织类和纤维类：（1）纺织类石棉制品有石棉橡胶制动器片、石棉浸油或耐油制动器片、石棉铜丝和石棉树脂制动器片等，此类制品抗冲击强度好，在常温下有较高而稳定的摩擦系数，但耐高温性能较差，磨损较快。（2）纤维类是将短纤维石棉、粘结剂和多种添加剂等混合后，再经热压而成，有时根据需要也加入少许有色金属，统称石棉制品，应用较广。由于具有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害问题已被逐渐淘汰，取而代之的多种无石棉型材料相继进行研制，这也是近年来的发展方向。摩擦材料尚在不停发展，由于材料的构成及制造工艺不一样，其摩擦性能往往差异很大，在使用多种摩擦材料时，应注意从制造厂获得对应的数据再进行设计和计算。第4章盘式制动器压盘的设计4.1压盘的构造压盘是盘式制动器中比较复杂的零件，加工精度也较高，国产拖拉机上大部分用球墨铸铁制造，也有用可锻铸铁或灰铸铁的。压盘厚度15～17毫米，其摩擦表面有较低的粗糙度和较小的不平度。压盘上有三个定心凸台与壳体对应的内圆配合，作为支持并使压盘与被制动轴同心。压盘一般有两个凸起，当凸起碰到壳体凸肩时，表达摩擦盘已磨损至极限，应更换摩擦衬片。查阅盘式制动器压盘的有关资料，并结合本次设计的实际状况确定为如下数据（长度单位：）制动器压盘：材料QT40—10；厚度16.5；摩擦面粗糙度0.8；平面度允差0.10；定心凸台粗糙度6.3。如图4-1所示制动器压盘构造图如图4-1所示制动器压盘构造图4.2压盘的球槽在压盘上均匀地分布着3～5个球槽，其位置在摩擦面中部，使摩擦片均匀地压紧。许多运送车辆中广泛采用卵形槽，这种槽的曲率半径小，保证钢球的良好接触，减少挤压应力，这几种球槽间的位置精度有较高的规定，一般用测量钢球来检查。查阅运送车辆压盘上的球槽以及钢球的有关资料，并结合本次设计的实际状况现确定为如下数据（长度单位：mm）钢球：个数5规格7/8″CIV球槽的分布：￠140位置精度0.05槽体：α为dg22.225用测量钢球检查时的测量值：28.7±0.03粗糙度6.3[注]测量钢球均为7/8″AⅢ，直径为￠22.225－0.002如图4-2所示制动器球槽构造图如图4-2所示制动器球槽构造图在压盘上还开出3～5个弹簧拉耳，以便不操作时，两压盘在弹簧作用下回位，这些弹簧总的预拉力约150～250N。制动器壳体内有三对称布置的凸肩，凸肩的内圆表面用来保证压盘的对中定位。其中有两凸肩在制动时用来承受压盘凸起予以的作用力。一般凸肩与壳体铸成一体，可保证足够的钢度和强度，但该传力表面的加工较为困难。第5章盘式制动器弹簧5.1圆柱螺旋弹簧的构造形式弹簧的节距为P，在自由状态下，各圈之间应有合适的间距，以便弹簧受压时，有产生对应变形的也许。为了使弹簧在压缩后仍能保持一定的弹性，设计时还应考虑在最大载荷作用下，各圈之间仍需保留一定的间距。的大小一般推荐为=0.1d0.2mm式中d—弹簧丝的直径，mm。弹簧的两个端面圈应与领圈并紧（无间隙），只起支承作用，不参与变形，故称为死圈。当弹簧的工作圈数n7时，弹簧每端的死圈约为0.75圈；n>7时，每端的死圈约为11.75圈。弹簧丝的直径d0.5mm时，弹簧的两支承端面可不必磨平。d>0.5mm的弹簧两支承端面则需磨平。磨平部分应不少于元周长的，端头厚度一般不不不小于，端面粗糙度应低于。圆柱螺旋拉伸弹簧空载时，各圈应互相并拢。此外，为了节省轴向工作空间，并保证弹簧在空载时各圈互相压紧，常在卷绕的过程中，同步使弹簧丝绕其自身的轴线产生扭转。这样制成的弹簧，各圈互相间即具有一定的压紧力，弹簧丝中也产生了一定的预应力，故称为有预应力的拉伸弹簧。这种弹簧一定要在外加的拉力不小于初拉力后，各圈才开始分离，故可较无预应力的拉伸弹簧节省轴向的工作空间。拉伸弹簧的端部制有挂钩，以便安装和加载。但因在挂钩过渡处产生很大的弯曲应力，故只宜用于弹簧丝直径10mm的弹簧中。5.2圆柱螺旋弹簧的制造螺旋弹簧的制造工艺包括：卷制、挂钩的制作或端面圈的精加工、热处理、工艺性试验和强压处理等。卷制分冷卷及热卷两种。冷卷用于经预先热处理后拉成的直径d<(810)mm的弹簧丝；直径较大的弹簧丝制作的强力弹簧则用热卷。热卷时的温度随弹簧丝的粗细在8001000的范围内选择。对于重要的压缩弹簧，为了保证两端的承压面与其轴线垂直，应将端面圈在专用的磨床上磨平。对于拉伸弹簧和扭转弹簧，为了便于联接和加载，两端应制有挂钩或杆臂。弹簧制成后，如再进行一次强压处理，一般可提高其承载能力的25%。弹簧在完毕上述工序后，均应进行热处理。冷卷后的弹簧只做回火处理，以消除卷制时产生的内应力。热卷是需经淬火及中温回火处理。热处理后的弹簧，表面不应出现明显的脱碳层。此外，弹簧还需要进行工艺试验和根据弹簧的技术条件的规定进行精度、冲击、疲劳等试验，以检查弹簧与否符合技术规定。尤其指出的是，弹簧的持久强度和抗冲击强度，在很大程度上取决于弹簧丝的表面状况，因此弹簧丝表面必须光洁，无裂纹和伤痕等缺陷。表面脱碳会严重影响材料的疲劳强度和抗冲击性能。为了提高承载能力，还可在弹簧制成后进行强压处理或喷丸处理。强压处理是使弹簧在超过极限载荷作用下持续648h，以便在弹簧丝截面的表层高应力区产生塑形变形和有益的与工作应力反向的残存应力，使弹簧在工作时的最大应力下降，从而提高弹簧的承载能力。但用于长期振动、高温或腐蚀性介质中的弹簧，不适宜进行强压处理。5.3圆柱螺旋弹簧参数为了使弹簧可以正常可靠地工作，弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，同步应具有足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理性。在本次的运送车辆制动器设计中用到了五种圆柱螺旋弹簧，分别为压盘回位弹簧、踏板回位弹簧等，现将这五种弹簧的多种参数列为表5-1所示：表5-1弹簧参数名称参数压盘回位弹簧锁定爪扭簧踏板回位弹簧差速锁摇臂扭簧差速锁拔叉回位弹簧材料弹簧钢丝—弹簧钢丝—弹簧钢丝—弹簧钢丝—弹簧钢丝—弹簧丝直径2.52.544弹簧外径210.420.527.5弹簧内径25200.35自由长度23.51300.517550.35旋向任意左任意右任意工作圈数312537总圈数8.5试验高度（或长度）31.519232试验载荷（公斤）16.516.81.6864.8第6章盘式制动器花键设计6.1花键的类型、特点和应用花键连接可用于静连接或动连接。按其齿形的不一样，可分为矩形花键和渐开线花键两类，均已原则化。花键连接是由外花键和内花键构成，工作时依托键齿的侧面来传递转矩。由于它是多齿传递载荷，因此花键连接的承受能力高，同步齿槽较浅，故对轴的减弱较小，且定心与导向性良好，但其加工复杂，需要专用设备。花键联接合用于定心精度规定高，载荷大或轮毂常常作轴向滑移的联接。渐开线花键的齿廓为渐开线，分度圆压力角有和两种，齿顶高分别为0.5m和0.4m，此处m为模数。压力角为的渐开线花键，由于齿形钝而短，与压力角为的渐开线花键相比，对连接件的减弱较少，但齿的工作面高度较小，故承载能力较低，多用于载荷较轻，直径较小的静连接。在本设计中摩擦盘的轮毂就采用了分度圆压力角有的渐开线花键联接形式。6.2花键参数确实定与强度校核（1）结合考虑既有刀具，这里初步定为齿数=14=18（2）查阅《简要机械零件设计手册》,表8-22渐开线花键的尺寸系列，根据直径=35=45和齿数=14=18可以确定模数m=2.5（3）查阅《简要机械零件设计手册》,表8-21渐开线花键联接的要素、代号及公式，可知：分度圆压力角α=30°；理论工作齿高h=m；分度圆直径=35=45；分度圆弧齿厚==5.37（4）定心方式：⒈一般状况下，推荐优先采用齿形定中心，由于这种定心方式对中性好，能获得多数齿同步接触。⒉按外径定中心，（如径向负荷较大，齿形配合又需选用动配合的传动机构）。这种定心方式：d=m(z+1.4)；外花键齿顶倒角深度f=0.2m；为获得较大定位面积，推荐模数m不不不小于2.5,渐开线花键参数如表6-1所示：表6-1渐开线花键参数标号参数ab孔轴孔轴齿数14141818模数2.52.52.52.5分度圆压力角分度圆直径35354545齿条原始齿形位移1.251.251.251.25花键外径花键内径3444分度圆弧齿厚或齿槽宽量棒直径量棒间距离定心方式齿形齿形齿形齿形定心表面粗糙度摩擦盘与轴的材料都是锻钢，用花键构成联接，装摩擦盘处的轴径=35=45，摩擦盘轮毂宽度为L=18，需传递的转矩T=454.5,许用压力[p]=60,[p]=40试确定花键的齿数Z由公式p=（6-1）式中L—齿的工作长度,这里取L=18mm；h—花键齿侧面的工作高度,渐开线花键,=30°查设计手册取h=m=2.5mm；d—花键的平均直径,这里取=35mm=45mm；[p]—花键联接的许用压力,单位MPa，查手册取[p]=50MPa。可得出，齿数Z：==13.74==16.03这里取为=14、=18。花键联接其重要失效形式是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接）。因此，静联接一般按工作面上的挤压应力通过强度计算，动联接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。计算时，假定载荷在键的工作面上分布均匀，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处，并引入系数ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分派不均的影响，则花键联接的强度条件为：静联接===58.9MPa＜===35.6MPa＜动联接===58.9MPa＜===35.6MPa＜静联接、动联接均满足设计规定，故合适。6.3制动驱动机构的构造形式选择与设计计算6.3.1制动驱动机构的构造型式选择根据制动力源的不一样，制动驱动机构可分为简朴制动，动力制动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，如下表6.1。表6.1制动驱动机构的构造形式制动力源力的传递方式用途型式制动力源工作介质型式工作介质简朴制动系（人力制动系）司机体力机械式杆系或钢丝绳仅用于驻车制动液压式制动液部分微型汽车的行车制动动力制动系气压动力制动系发动机动力空气气压式空气中，重型汽车的行车制动气压-液压式空气，制动液液压动力制动系制动液液压式制动液私服制动系真空伺服制动系司机体力与发动机动力空气液压式制动液轿车，微，轻，中型汽车的行车制动气压伺服制动系空气液压伺服制动系制动液（1）简朴制动系简朴制动系即人力制动系，是靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系或钢丝绳传力，其构造简朴，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，故仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式简朴制动系一般简称为液压制动系，用于行车制动装置。其长处是作用滞后时间短(0.1～0.3s)，工作压力高(可达10～12MPa)，轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之构造简朴、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。此外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传播，使制动效能减少甚至失效。液压式简朴制动系曾广泛用于轿车、轻型及如下的货车及部分中型货车上。（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所有力源进行制动，而驾驶员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。在简朴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合适的踏板行程。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联接装置构造简朴、联接和断开都很以便，因此广泛用于总质量为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、贮气罐、制动阀等装置，使构造复杂、粗笨、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(0.3～0.9s)，因此在制动阀到制动气室和贮气罐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0.5～0.7MPa)，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；此外，制动气室排气时也有较大噪声。图6.1为一例气压制动系的双回路示意图。由发动机驱动的空气压缩机将压缩空气经单向阀3充人湿贮气罐5，后者用来将压缩空气冷却并进行油水分离，将清洁的压缩空气经单向阀8向前桥及后桥贮气罐充气，并经挂车制动阀9等向挂车贮气罐充气。放气阀4可供外界使用压缩空气。当湿贮气罐的气压达0.833—0.882MPa时，安全阀7应打开放气。前、后桥贮气罐分别与串列双腔气制动阀16相连接，以控制前、后轮的制动，并分别经管路与气压表19和调压阀20相连。双针气压表19的上、下指针分别表达前、后桥贮气罐气压。当气压达0.784～0.813MPa时，调压阀20中的阀门被打开使空气压缩机1顶部的卸荷阀2工作，不再向贮气罐充气。当气压降至0.617～0.666MPa时，调压阀20的阀门又关闭使空气压缩机又开始向贮气罐充气。当气压低于0.45MPa时，压力报警灯开关12触点闭合，接通电路，使报警灯亮，同步蜂鸣器发出音响信号。单向阀3、8可防止倒充气。图6.1气压制动系的回路图（双回路）1-双缸空气压缩机；2-卸荷阀；3-单向阀；4-放气阀；5-湿贮气罐；6-油水放出阀；7-安全阀；8-单向阀；9-驻车制动阀；10-接通开关；11-连接器；12-压力报警开关；13-后轮制动气室；14-制动灯开关；15-油水放出阀；16-串联双腔气制动阀；17制动灯开关；18-前轮制动气室；19-双针气压表；20-调压阀气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即运用气压系统作为一般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重要长处。由于气压系统的管路短，作用滞后时间也较短。显然，其构造复杂、质量大、造价高，故重要用于重型汽车上，一部分总质量为9～11t的中型汽车上也有采用。全液压动力制动系是用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。有开式(常流式)和闭式(常压式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷状况下由油泵经制动阀到贮液罐不停地循环流动，制动时则借助于阀的节流而产生所需的液压进入轮缸。闭式回路因平时保持着高液压，故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式的快，但对回路的密封规定较高。在油泵出故障时，开式的将立即不起制动作用，而闭式的尚有也许运用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的长处外，还具有操纵轻便、制动能力强、易于采用制动力调整装置和防滑移装置等长处。但构造复杂、精密件多，对系统的密封性规定也较高，故并未得到广泛应用，仅用于某些高级轿车和大型客车上。多种型式的动力制动系在其动力系统失效使回路中的气压或液压达不到正常压力时，制动作用即会所有丧失。（3）伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增长由其他能源提供的助力装置，使人力与动力可兼用，即间用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。在正常状况下，其输出工作压力重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（即由伺服制动转变为人力制动）。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一样，可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系。其伺服能源分别为真空能（负气压能），气压能和液压能。真空伺服制动系是运用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达0.05～0.07)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源——由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.6～0.7。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，假如伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更合适，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他构成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动系多用于总质量在1.1t-1.35t以上的轿车及装载质量在6t如下的轻，中型载货汽车上，气压伺服制动系则广泛用于装载质量为6～12t的中、重型货车以及很少数高级轿车上。液压伺服制动系一般是由发动机驱动高压油泵产生高压油液，供伺服制动系和动力转向系共同使用。按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。真空助力式（直动式）伺服制动系（如图6.2所示），伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵。驾驶员通过制动踏板直接控制伺服动力的助力大小，并与之共同推进主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀构成的总成称为真空助力器。图6.2真空助力式（直动式）伺服制动系回路图1-制动踏板；2-控制阀；3-真空伺服气室；4-制动主缸5-贮液罐6-制动信号号灯液压开关；7—真空管路；8—真空单向阀；9—前盘式制动油缸；10—后鼓式制动轮缸图6.3真空增压式（远动式）伺服制动系回路图1—前轮缸；2—制动踏板；3—制动主缸；4—辅助缸；5—空气滤清器；6—控制阀；7—真空伺服气室；8—发动机进气管；9—真空单向阀；10—真空罐；11—后轮缸；12—安全缸增压式（远动式）伺服制动系的回路如图6.3所示。由真空伺服气室、辅助缸和控制阀构成的真空伺服装置位于制动主缸与制动轮缸之间，驾驶员通过制动踏板推进主缸活塞所产生的液压作用于辅助缸活塞上，同步也驱动控制阀使伺服气室工作。伺服气室的推进力也作用于辅助缸活塞，使后者产生高于主缸压力的工作油液并输往制动轮缸。由真空伺服气室、辅助缸和控制阀等构成的伺服装置称为真空增压器。回路中当通向前轮(或后轮)制动轮缸的管路发生泄漏故障时，则安全缸内的活塞将移位并堵死通往漏油管路的通道。当主缸输出油管发生泄漏故障时，增压式回路中的增压器便无法控制，而助力式的则较为简朴可靠。在采用双回路系统时，助力式的一般只需采用一种带双腔主缸的助力器；而增压式的则必须有两个增压器使回路愈加复杂，或者仍采用一种增压器，但在通往前、后轮缸的支管路中各装一种安全缸，使回路局部地前、后分路。伺服制动系统中的管路液压与踏板力之间并不存在固有的比例关系，为了使驾驶员在制动时能直接感受到踏板力与制动强度间的比例关系，在系统中装一种控制阀予以保证。本设计中采用如图6.2所示的真空助力式伺服制动制动系。6.3.2制动管路的多回路系统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，即应是双管路的，也就是说应将汽车的所有行车制动器的液压或气压管路提成两个或更多种互相独立的回路，以便当一种回路发生故障失效时，其他完好的回路扔能可靠地工作。图6.4双轴汽车液压双回路系统的五种分路方案1—双腔制动主缸；2—双回路系统的一种分路；3—双回路系统的另一种分路图6.4所示为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案图。选择分路方案时，重要是考虑其制动效能的损失程度，制动力的不对称状况和回路系统的复杂程度等。图6.4（a）为前，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朴，可与老式的单轮缸（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，这一分路方案若后轮制动管路失效，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，目前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显减少并不不小于正常状况下的二分之一，此外，由于后桥负荷不不小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。图6.4(b)为前、后轮制动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一种回路，称交叉型，简称X型。其构造也很简朴，一回路失效时仍能保持50%的制动效能，并且制动力的分派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，采用这种分路方案的汽车，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，改善了汽车的方向稳定性。多用于中、小型轿车。图6.4(c)的左右前轮制动器的半数轮缸与所有后制动器轮缸构成一种独立的回路；而两前制动器的另半数轮缸构成另一回路。可当作是一轴半对半个轴的分路型式，简称HI型。图6.4(d)的两个独立的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一种后轮制动器所构成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的型式LL型。图6.4(e)的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所构成，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动效能最佳。HI、LL、HH型的构造均较Ⅱ型、X型复杂，综合以上各个管路的优缺陷，本设计最终选用X型回路系统。6.3.3液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及阐明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。1制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压P有如下关系：（6.1）式中：——考虑制动力调整装置作用下的轮缸或管路液压，=8～12MPa。本设计制动轮缸液压取对于P由于=2f则，此外由公式（4.7）。经受力分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力P。因此，又由于制动器对前后轮的最大制动力矩为已知。求得前轴，后轴，带入公式（6.1）则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。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路尤其是制动软管及管接头则提出了更高的规定，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的规定就愈加严格。根据GB7524-87轮缸直径应在原则规定的尺寸系列中选用，轮缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。故在本设计中前轴轮缸直径选为46mm，后轴轮缸直径选为30mm一种轮缸的工作容积：（6.2）式中：——一种轮缸活塞的直径；n——轮缸的活塞数目；——一种轮缸活塞在完全制动时的行程：在初步设计时，对鼓式制动器可取=2～2.5mm。（取=2.5mm）——消除制动蹄(制动块)与制动鼓(制动盘)间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器约等于对应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；——因摩擦衬片(衬块)变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片(衬块)的厚度、材料弹性模量及单位压力计算；，——鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。所有轮缸的总工作容积（6.3）式中：m——轮缸数目。在本设计中取m=4；求：所有轮缸的工作容积2制动主缸直径与工作容积主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17，19，20.5，22，26，28，32，35，38，42，46mm制动主缸应有的工作容积（6.4）式中：——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。——所有轮缸的总工作容积。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；将V=11.84ml代入（7.4）得：主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：（6.5）一般=（0.8～1.2），取=0.8代入（7.5）得：查制动主缸直径原则，在本设计中取=28mm，=22.4mm3制动踏板力与踏板行程制动踏板力的验算公式：（6.6）式中：——主缸活塞直径；——制动管路的液压；——踏板机构传动比，，一般为2～5；（在本设计中取4）——踏板机构及制动主缸的机械效率，0.85～0.95。取0.95根据上式得：因此需要加装助力器式中：I——真空助力比，取4。=1943/4=486N<500N-700N符合规定。制动踏板的工作行程为：（6.7）式中：——主缸中推杆与活塞间的间隙；（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通过的行程。（取=1.0mm）将代入（6.7）中得：踏板全行程对轿车不应超过100mm-150mm，对货车不应当超过170mm4制动主缸为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的规定，某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