盤式制動器設(shè)計說明書

1、目 錄摘要IAbstractII1 緒論11.1研究意義11.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀11.3制動系統(tǒng)應(yīng)具有的功能和應(yīng)滿足的要求21.4課題任務(wù)32 制動器方案的選擇42.1方案選擇的依據(jù)42.2方案的選定42.2.1制動器選擇42.2.2前、后制動器的選擇62.3行車制動器的標準和法規(guī)83 制動器的主要參數(shù)及其選擇93.1 制動力與制動力分配系數(shù)93.2 同步附著系數(shù)計算123.3 制動器最大制動力矩163.4 利用附著系數(shù)和制動效率183.4.1利用附著系數(shù)193.4.2制動效率E、E203.5制動器制動性能核算204 制動器主要零件的設(shè)計計算224.1制動盤主要參數(shù)的確定224.1.1制動盤22

2、4.1.2制動盤直徑D224.1.3制動盤厚度h234.2摩擦襯塊主要參數(shù)的確定234.2.1 摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2234.2.2 摩擦襯塊有效半徑244.2.3 摩擦襯塊的面積和磨損特性計算254.2.4 摩擦襯塊參數(shù)設(shè)計核算274.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算284.3.1制動輪缸直徑d與工作容積V284.3.2制動主缸直徑與工作容積294.3.3制動踏板力294.3.4踏板工作行程S295 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計315.1制動鉗315.2制動塊315.3摩擦材料315.4盤式制動器工作間隙的調(diào)整32致謝34參考文獻35汽車盤式制動器發(fā)展淺析36摘要本文主要是介紹盤式制動器的分

3、類以及各種盤式制動器的優(yōu)缺點，對所選車型制動器的選用方案進行了選擇，針對盤式制動器做了主要的設(shè)計計算，同時分析了汽車在各種附著系數(shù)道路上的制動過程，對前后制動力分配系數(shù)和同步附著系數(shù)、利用附著系數(shù)、制動效率等做了計算。在滿足制動法規(guī)要求及設(shè)計原則要求的前提下，提高了汽車的制動性能。關(guān)鍵詞：盤式制動器 制動力分配系數(shù) 同步附著系數(shù) 利用附著系數(shù) 制動效率AbstractThis article mainly is introduced the disc brake the classification as well as each kind of disc brake good and bad

4、 points, to chose the vehicle brake to select the plan to carry on the choice, has made the main design calculation in view of the disc brake, simultaneously has analyzed the automobile on each kind of coefficient of adhesion path brake process, to the around braking force distribution coefficient a

5、nd the synchronization coefficient of adhesion, using the coefficient of adhesion, the brake efficiency and so on has made the computation. In satisfies the brake laws and regulations request and under the principle of design request premise, enhanced the automobile braking quality.Key words: Disc b

6、rake Braking force distribution coefficient Synchronization coefficient of adhesion Using coefficient of adhesion Brake efficiency1 緒論1.1研究意義隨著社會的不斷向前發(fā)展，汽車在人們的生活中的作用也日趨明顯，人們從事生產(chǎn)活動離不開汽車，日常生活中，汽車尤其是乘用車成為經(jīng)常使用的交通工具。擁有一輛轎車是人們生活質(zhì)量水平提高的標志。而制動系統(tǒng)是汽車安全系統(tǒng)當中最重要的一項，其結(jié)構(gòu)和性能的優(yōu)劣直接影響車輛和人身安全。因此人們對其提出了更嚴格的要求，現(xiàn)代社會，對制動系統(tǒng)

7、的研究設(shè)計以提高其工作性能是十分重要的。1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀國內(nèi)現(xiàn)狀:國內(nèi)汽車制動系統(tǒng)行業(yè)主要以生產(chǎn)盤式制動器、鼓式制動器、真空助力器、液壓制動總泵及液壓制動分泵等制動器產(chǎn)品為主。我國ABS產(chǎn)品正處于發(fā)展階段，特別是液壓ABS的研究難度較大，因為液壓ABS主要針對轎車，而國內(nèi)的大部分轎車是以合資為主，其技術(shù)主要由外方控制。重慶聚能汽車技術(shù)有限公司是目前國內(nèi)唯一能同時生產(chǎn)液壓制動ABS和氣壓制動ABS系列產(chǎn)品的企業(yè)，其技術(shù)已經(jīng)接近世界先進水平。國外現(xiàn)狀：目前，ABS已成為歐、美和日本的成熟產(chǎn)品，形成了完整的評估檢測標準，并以ABS為基礎(chǔ)，延伸出許多更優(yōu)越的電子制動系統(tǒng)，如：ASR、EBD、BAS

8、、ESP、EBA、TCS、VDC及ACC等等。目前主要集中在ESP及電子制動領(lǐng)域的研究方面，如凱西一海斯(KH)公司在1輛實驗車上安裝了1種電一液(EH)制動系統(tǒng)，該系統(tǒng)徹底改變了制動器的操作機理。通過采用4個比例閥和電力電子控制裝置，KH公司的EBM就能考慮到基本制動、ABS、牽引力控制及巡航控制制動干預(yù)等情況，而不需另外增加任何一種附加裝置。EBM系統(tǒng)潛在的優(yōu)點是比標準制動器能更加有效地分配基本制動力，從而使制動距離縮短5。一種完全無油液和完全電路制動BBW 的(BrakeByWire)的開發(fā)使傳統(tǒng)的液壓制動裝置成為歷史。德國BPW公司還開發(fā)了一種電子報警系統(tǒng)。它收集如輪胎氣壓、摩擦片磨損

9、、制動溫度等些參數(shù)，然后傳送給駕駛員或運輸公司，可監(jiān)視制動摩擦片的磨損情況。一旦發(fā)現(xiàn)制動摩擦片需要送維修站處理時，它可立即告知，并以黃、紅報警燈顯示制動摩擦片損壞程度。對制動系統(tǒng)的研究一直以來都是國內(nèi)外汽車行業(yè)所特備關(guān)注的問題。由于人們對制動安全性的不斷重視，許多新興的設(shè)計和電子技術(shù)被應(yīng)用到制動系統(tǒng)當中去，如ABS防抱死系統(tǒng)、BSA制動輔助系統(tǒng)、ESP電子穩(wěn)定程序等均是為了提高制動系統(tǒng)的安全性；計算機技術(shù)和CAD技術(shù)在制動系統(tǒng)的設(shè)計過程的應(yīng)用也大大提高了其質(zhì)量，加快了設(shè)計的周期。以前乘用車以“前盤后鼓”式制動器為主的現(xiàn)象現(xiàn)在已逐漸被“前盤后盤”式所代替?？萍嫉娜招略庐惻c不同新技術(shù)的出現(xiàn)和應(yīng)用為

10、制動系統(tǒng)的設(shè)計發(fā)展提供了新的設(shè)計思路和發(fā)展方向。1.3制動系統(tǒng)應(yīng)具有的功能和應(yīng)滿足的要求汽車制動系統(tǒng)必須具備如下功能：1） 在汽車行駛過程中能以適當?shù)臏p速度使車降速到所需值，甚至停車；2） 使汽車在下坡行駛時保持穩(wěn)定的速度;3） 使汽車可靠在原地（包括斜坡）停駐;制動系應(yīng)滿足的要求:1） 應(yīng)能適應(yīng)有關(guān)標準和法規(guī)的規(guī)定;2） 具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能;3） 工作可靠;4） 制動效能的熱穩(wěn)定性好;5） 制動效能的水穩(wěn)定性好;6） 制動時汽車操縱穩(wěn)定性好;7） 制動踏板和手柄的位置和行程應(yīng)符合人機工程學(xué)要求;8） 作用滯后的時間要盡可能短;9） 制動時不能產(chǎn)生噪聲和振動;1

11、0）與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動;11）能全天侯使用;12）制動系機件的使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減小制動時飛散到大氣中的有害人體的石棉纖維。1.4課題任務(wù)調(diào)研現(xiàn)在制動器理論、設(shè)計、制造發(fā)展的趨勢，以及現(xiàn)代優(yōu)化技術(shù)發(fā)展的狀況，通過模仿其它車型的制動器和參數(shù)來確定制動器的結(jié)構(gòu)和組成形式。主要包括：前后制動器形式，前后制動器制動力分配，、同步附著系數(shù)、利用附著系數(shù)、制動效率得計算以及驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計和計算。最后根據(jù)設(shè)計的結(jié)果完成盤式制動器的設(shè)計。2 制動器方案的選擇2.1方案選擇的依據(jù)制動系統(tǒng)方案的選定，依據(jù)所參考汽車

12、的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)、制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和制動性能來初步的選定。還必須考慮本課題對制動器提出的要求，參考同類型車輛的制動系統(tǒng)機構(gòu)，再滿足制動系統(tǒng)性能要求的前提下，同時還應(yīng)考慮社會及市場的需求、是否符合生產(chǎn)發(fā)展水平和成本的因素。2.2方案的選定2.2.1制動器選擇制動器是制動的主要組成部分，目前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉(zhuǎn)元件的不同，分為鼓式和盤式兩大類制動器。鼓式制動器又有領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結(jié)構(gòu)型式。盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是一個垂向安放且以兩側(cè)面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側(cè)并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被

13、兩側(cè)的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作各種汽車的中央制動器。與鼓式制動器相比，盤式制動器的優(yōu)點有： 1)熱穩(wěn)定性較好。這是因為制動盤對摩擦襯塊無摩擦增力作用，還因為制動摩擦襯塊的尺寸不長，其工作表面的面積僅為制動盤面積的126，故散熱性較好。 2)水穩(wěn)定性較好。因為制動襯塊對盤的單位壓力高，易將水擠出，同時在離心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上襯塊對盤的擦拭作用，因而，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢 圖21 復(fù)正常；而鼓式制動器則需經(jīng)過多次制動方能恢復(fù)正常制動效能。 3)制動穩(wěn)定性好。盤式制動器的制動力矩與制動油缸的活塞推力及摩

14、擦系數(shù)成線性關(guān)系,再加上無自行增勢作用，因此在制動過程中制動力矩增長較和緩，與鼓式制動器相比，能保證高的制動穩(wěn)定性。 4)制動力矩與汽車前進和后退行駛無關(guān)。 5)在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的質(zhì)量和尺寸比鼓式要小。 6)盤式的摩擦襯塊比鼓式的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié)構(gòu)也較簡單，維修保養(yǎng)容易。 7)制動盤與摩擦襯塊間的間隙小(0.050.15mm)，這就縮短了油缸活塞的操作時間，并使制動驅(qū)動機構(gòu)的力傳動比有增大的可能。 8)制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調(diào)整裝置的設(shè)計可以簡化9)易于構(gòu)成多回路制動驅(qū)動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性和安全性

15、，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動。 10)能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，以便及時更換摩擦襯塊。 盤式制動器的主要缺點是難以完全防止塵污和銹蝕(但封閉的多片全盤式制動器除外)；兼作駐車制動器時，所需附加的駐車制動驅(qū)動機構(gòu)較復(fù)雜，因此有的汽車采用前輪為盤式后輪為鼓式的制動系統(tǒng)；另外，由于無自行增勢作用，制動效能較低，中型轎車采用時需加力裝置。 盤式制動器制動鉗的布置可以在車軸之前或之后。制動鉗位于軸前可避免輪胎向鉗內(nèi)甩濺泥水污物；位于軸后則可減小制動時輪轂軸承徑向合力。 盤式制動器尤其是浮動鉗式盤式制動器已十分廣泛地用于轎車的前輪。與鼓式后輪制動器配合，也可使后輪制動器較容易地附

16、加駐車制動的驅(qū)動機構(gòu)，兼作駐車制動器之用。有些轎車的前、后輪都采用盤式制動器，主要是為了保持制動力分配系數(shù)的穩(wěn)定。 盤式制動器也開始用于某些不同等級的客車和載貨汽車上。有些重型載貨汽車采用多片全盤式制動器以獲得大的制動力矩，但制動盤的冷卻條件差，溫升較大。盤式制動器有固定鉗式，浮動鉗式，浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式?；瑒鱼Q式是目前使用廣泛的一種盤式制動器。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠性和安全性也好，而得到廣泛應(yīng)用。目前越來越多的乘用車采用“前盤后盤”式的制動器配置方案。2.2.2前、后制動器的選擇由于是輕型乘用車，考慮結(jié)構(gòu)上的原因、所要滿足的對象為乘

17、用車和現(xiàn)代汽車制動器應(yīng)用的發(fā)展趨勢，前、后制動器均采用盤式制動器。按固定元件的結(jié)構(gòu)可分為鉗盤式和全盤式兩類。（1） 鉗盤式制動器此種制動器的固定元件為制動塊，裝在與車軸相連接且不能繞車軸旋轉(zhuǎn)的制動鉗中。制動襯塊與制動盤接觸面積小，在盤上所占的中心角一般僅為3050度，故這種盤式制動器又叫做點盤式制動器。按制動鉗的結(jié)構(gòu)不同，有以下幾種。（2） 固定鉗式如圖22所示，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側(cè)的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這

18、種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式。 優(yōu)點：除活塞和制動鉗以為無其他滑動件，易保證制動鉗的剛度、結(jié)構(gòu)和制造工藝易于實現(xiàn)鼓式到盤式的改進、適應(yīng)于分路系統(tǒng)要求。缺點：制動器徑向和軸向尺寸受油道布置的影響而較大，增加了汽車布置難度，不適應(yīng)現(xiàn)代轎車、固定鉗易使制動液溫度過高而汽化（3）浮動鉗式浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動(見圖23)。因而有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。但它們的制動油缸均為單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動塊總成是活動的，而另一側(cè)的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動活動

19、制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩制動塊總成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應(yīng)預(yù)先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻(一般約為l mm)后即應(yīng)更換。（4）全盤式制動器（如圖24）的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動器。用得較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油冷式，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。圖24 多片

20、全盤式制動器1-旋轉(zhuǎn)花鍵鼓，2-固定制動盤，3-外蓋，4-帶鍵螺栓，5-旋轉(zhuǎn)制動盤，6-內(nèi)蓋， 7-調(diào)整螺紋擋圈，8-活塞回位彈簧，9-活塞套筒，10-活塞，11-活塞密封圈，12-放氣螺釘，13-套筒密封圈，14-輪缸缸體，15-彈簧座盤，16-墊塊，17-摩擦襯片最后，根據(jù)各種制動器的優(yōu)缺點，考慮到所適應(yīng)的車型、現(xiàn)代乘用車制動器應(yīng)用發(fā)展趨勢以及經(jīng)濟成本，滿足本課題任務(wù)要求，該車前、后制動器均采用滑動鉗盤式制動器。2.3行車制動器的標準和法規(guī)行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定，它是制動性能最基本的評價指標。下表給出了中、歐、美等國的有關(guān)標準

21、或法規(guī)對這兩項指標的規(guī)定。表21制動距離和制動穩(wěn)定性要求綜合國外有關(guān)標準和法規(guī)，可以認為：進行制動效能試驗時的制動減速度j，轎車應(yīng)為5.87m/s2（制動初速度v=80kmh）；載貨汽車應(yīng)為4.45.5ms2 (制動初速度見表1)。相應(yīng)的最大制動距離ST：轎車為ST=0.1v+v2/150；貨車為ST=0.15v+ v2/115，式中第一項為反應(yīng)距離；第二項為制動距離，ST單位為m；v單位為kmh。我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88 ms2)，其條件如下：轎車制動初速度5080km/h、踏板力不大于400N；小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度5080km

22、/h、踏板力不大于500N;其它汽車制動初速度3060km/h、踏板力不大于700N。但實際上踏板力值比法規(guī)規(guī)定小，要考慮操縱輕便性與同類車比較來確定。3制動器的主要參數(shù)及其選擇制動器設(shè)計中需要預(yù)先給定的長安羚羊轎車整車參數(shù)有：汽車軸距L=2365mm；車輪有效=280mm；汽車空、滿載時的總質(zhì)量=865Kg，=1190Kg；空、滿載時的軸荷分配：前軸負荷=519Kg，=642.5Kg；后軸負荷，；空、滿載時的質(zhì)心位置：質(zhì)心高度=660mm，=530mm；空、滿載質(zhì)心距前軸距離=946mm，=1088mm；質(zhì)心距后軸距離=1419mm，=1227mm等。3.1制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，

23、如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度0的車輪，其力矩平衡方程為: (31)式中 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，Nm；地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；車輪有效半徑，m。 令 (32) 并稱之為制動器制動力，與地面制動力的方向相反，當車輪角速度0時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成比例。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制

24、，其值不可能大于附著力，即 （33） 或 （34）式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z地面對車輪的法向反力，N。當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖(31)。 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析如圖32，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為： (35)式中 G汽車所受重力，N； L汽車軸距,mm；汽車質(zhì)心離前軸距離，mm；汽車質(zhì)心離后軸的距離，

25、mm；汽車質(zhì)心高度，mm； g重力加速度，m/s；-汽車制動減速度, m/s。汽車總的地面制動力為: (36)式中 q（）制動強度，亦稱比減速度或比制動力；，前后軸車輪的地面制動力，N。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為: （37） （38） 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；

26、(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。由式(36)、式(37)和式(38)求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： (39) 式中 前軸車輪的制動器制動力，N，；后軸車輪的制動器制動力，N，；前軸車輪的地面制動力，N；后軸車輪的地面制動力，N；，地面對前、后軸車輪的法向反力，N； G汽車重力，N；，汽車質(zhì)心離前、后軸距離,mm；汽車質(zhì)心高度，mm。由式(39)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數(shù)。由式(39)中消去，得： (310) 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前

27、、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖33所示。如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)： （311） 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。3.2 同步附著系數(shù)計算式 (311) 可表達為： (312)上式在圖33中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、

28、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)=,則稱線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是：對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。(3)當=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將

29、出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為du/dt=qg=g，即q=，q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度q，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率 (或附著力利用率)來表達，可定義為： (313)式中 汽車總的地面制動力，N；G汽車所受重力，N；q制動強度。當=時， q=，=1,利用率最高。當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于

30、車速高，它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí){(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢。如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設(shè)計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質(zhì)心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。的選擇與很多因數(shù)有關(guān)。首先，所選的應(yīng)使得在常用路面上，附著系數(shù)利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關(guān)，與汽車的載荷情況也有關(guān)?？傊?，的選擇

31、是一個綜合性的問題，上述各因數(shù)對的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據(jù)具體條件的不同，而有不同的側(cè)重點。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設(shè)計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質(zhì)心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。理想情況下，前后車輪同時抱死，前后制動器的制動力計算根據(jù)所給定的技術(shù)參數(shù)、公式、F.取分別為0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、

32、1.0時計算空載和滿載的制動器制動力，列表如下：值 空載 滿載FKNFKNF/ FFKNFKNF/ F0.10.540.321.690.640.521.230.21.131.601.881.340.991.350.31.770.821.162.101.401.50.42.371.002.372.901.761.650.53.21.132.833.752.071.810.63.981.213.294.662.322.000.74.821.243.895.632.522.230.85.701.224.676.652.672.500.96.621.165.717.722.603.01.07.601.

33、057.248.842.513.52滿載時取F/ F2.23則同步附著系數(shù) （314） 空載時.32滿載時.76根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，滿載的同步附著系數(shù)應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。3.3 制動器最大制動力矩最大制動力是在滿載時汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(38)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為： =2.7式中 ,汽車質(zhì)心離前、后軸距離，mm;同步附著系數(shù)；汽車質(zhì)心高度，mm。制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計

34、算力矩所制約，即： 式中 前軸制動器的制動力，N ;后軸制動器的制動力，N ;作用于前軸車輪上的地面法向反力，N；作用于后軸車輪上的地面法向反力，N；車輪有效半徑，mm。對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為： （315） （316）對于選取較大值的各類汽車，則應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。為了保證在的良好路面上能制動到后軸車輪和前、后車輪先后抱死滑移，相應(yīng)的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制

35、動力矩為： (317) (318)式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù)；q制動強度;車輪有效半徑，m。因為所選取的車型為羚羊乘用轎車，所遇道路路面較好，同步附著系數(shù)也較高。所以采取公式（317）和（318）計算制動器在路面附著系數(shù)為0.8時的后軸和前軸最大制動力矩：后軸： = =753(Nm)前軸：=1676(Nm)式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù)，=0.8；q制動強度；車輪有效半徑，=0.28m。一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為按上公式計算所得結(jié)果的半值。3.4 利用附著系數(shù)和制動效率為了防止前軸失去轉(zhuǎn)向能力和后軸側(cè)滑，汽車在制動過程中最好不要出現(xiàn)前輪先抱死的危險情況，也不要出現(xiàn)后輪先抱死或前

36、、后輪都抱死的情況，所以應(yīng)當在即將出現(xiàn)車輪抱死但還沒有任何車輪抱死時的制動減速度作為汽車能產(chǎn)生的最高制動減速度。若在同步制動附著系數(shù)的路面上制動，則汽車的前、后車輪同時達到抱死狀態(tài)，此時的制動強度q=，為同步附著系數(shù)。而在其他附著系數(shù)的路面制動時到達前輪或后輪抱死的制動強度小于路面附著系數(shù)，表明只有在=的路面上，地面的附著力才能充分被利用。所謂利用附著系數(shù)是：在某一制動強度q下,不發(fā)生任何車輪抱死所需要的最小路面附著系數(shù)。顯然，利用附著系數(shù)愈接近制動強度q，即值愈小，或q/(附著效率)愈大，則路面附著條件就發(fā)揮得愈充分，汽車制動力的分配的合理程度就愈高。3.4.1利用附著系數(shù)前軸的利用附著系數(shù)

37、設(shè)汽車的前輪剛要抱死或前后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的制動減速度為，則： ； ; (319)后軸利用附著系數(shù)：根據(jù)前軸附著系數(shù)求法同理可得： ； F= (320)分別取.、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0，把所給的技術(shù)參數(shù)代入，在時求、在不同路面附著系數(shù)下的值?？蛰d滿載0.10.120.060.130.070.20.230.130.250.150.30.330.220.360.250.40.420.320.460.360.50.510.430.550.490.60.590.570.630.640.70.660.750.700.830.80.730.970.771

38、.060.90.801.260.841.361.00.861.650.901.753.4.2制動效率E、E前軸制動效率E= （321）后軸制動效率E= （322）分別取.、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0，把所給的技術(shù)參數(shù)代入公式321和公式322，在時求E、E在不同路面附著系數(shù)下的值。 3.5制動器制動性能核算根據(jù)GB7258轎車制動器制動性要求取制動初速度V=50Km/h,路面附著系數(shù)為=0.8。滿載：制動距離S= （323）式中：轎車制動系統(tǒng)協(xié)調(diào)時間 減速度增長時間 最大制動減速度= E*g*0.8=7.73m將上述值代入公式（323）得： S=14

39、.42mS=19m所以滿足要求。4 制動器主要零件的設(shè)計計算4.1制動盤主要參數(shù)的確定4.1.1制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr，Ni等的合金鑄鐵制成。其結(jié)構(gòu)形式有平板形（用于全盤制動器）和禮帽形（見右圖，用于浮動鉗盤式制動器）。后種的圓柱部長度取決于布置尺寸。制動盤在工作時不僅承受著制動塊的作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。制動盤的工作表面應(yīng)光滑平整，制造時應(yīng)嚴格控制端面的跳動量，兩側(cè)表面的平行度不應(yīng)大于0.008mm，盤的表面粗糙度不應(yīng)大于0.1mm，制動盤表面粗糙度不應(yīng)大于0.06mm。表41 一些轎車制動盤技術(shù)要求車型表面跳動量/mm兩側(cè)表面的不平行度/mm靜不

40、平衡量/N奧迪0.030.010.5云雀0.050.031.5奧拓0.0151.04.1.2制動盤直徑D該車選用的輪胎規(guī)格為165/70 R13.查標準得輪輞直徑Dr為330mm。制動盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%79%。選取制動盤直徑： 前制動盤D=75%Dr=0.75*330=248mm后制動盤D=70%Dr=0.7*330=231mm4.1.3制動盤厚度h制動盤厚h對制動盤質(zhì)量和工作時的溫升有影響。為使質(zhì)量小，制動盤的厚度不宜取得很打；為了降低溫度，制動盤

41、的厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風(fēng)的需要在制動盤中間鑄出通風(fēng)孔。一般實心制動盤厚度可取為1020mm，通風(fēng)制動盤厚度可取2050mm，采用較多的是20mm30mm.選取前實心制動盤厚度為h=16mm：后實心制動盤厚度為h=12mm。4.2摩擦襯塊主要參數(shù)的確定4.2.1摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2推薦摩擦襯塊外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5.若比值偏大，工作時襯塊的外圓與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減小，最終導(dǎo)致制動力矩變化較大。取前制動器摩擦襯塊外半徑R2=120mm，內(nèi)半徑R1=80m；后制動器摩擦襯塊外半徑R2=114mm，內(nèi)半徑R1=7

42、6mm。對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖42所示：前制動器摩擦襯塊平均半徑：=100mm；后制動器摩擦襯塊平均半徑：=95mm4.2.2摩擦襯塊有效半徑盤式制動器的計算用簡圖如圖43所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為： （41）式中 摩擦系數(shù)；N單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力(見圖43)，N；R作用半徑，mm。根據(jù)圖42，在任一單元面積只RdR上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中p為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動塊作用于制動盤上的制動力矩為： （42）單側(cè)襯塊給予制動盤的

43、總摩擦力為： （43）f摩擦系數(shù) f=0.36摩擦襯塊扇行弧度角一半 =得有效半徑為： （44）令，則有：前制動器制動襯塊有效半徑：=101.3mm后制動器制動襯塊有效半徑：96mm4.2.3 摩擦襯塊的面積和磨損特性計算摩擦襯塊的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸

44、散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片襯塊的磨損愈嚴重。表42制動器摩擦襯塊摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量m/t單個制動器總的襯塊摩擦面積轎車0.91.51002001.52.5200300客車與貨車1.01.51202001.52.51502502.53.52504003.57.03006507.012.0550100012.017.06001200制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為Wmm2。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為：

45、 （45） （46） =4.73（s） （47）式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；汽車總質(zhì)量，=1190Kg；，汽車緊急制動初速度與終速度，ms；計算時轎車取km/h(27.8m/s)，=0； j制動減速度，ms2，計算時取j=0.6g； t制動時間，s； 單個前、后制動器總的襯塊摩擦面積，cm；制動力分配系數(shù)，=0.69。推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6Kg/cm3.5Kg/cm，則：單個前制動器總的襯塊摩擦面積: 單個后制動器總的襯塊摩擦面積：得到：44 cmNm后輪實際制動力矩=4*=1004NmNm故設(shè)計符合要求。4.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 制動輪缸為液壓制動系統(tǒng)采用

46、的活塞式制動襯塊張開機構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單在車輪制動器中布置簡單方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。輪缸的工作腔由裝在活塞上的密封橡膠圈密封。滑動鉗盤制動只有單側(cè)有油缸。4.3.1制動輪缸直徑d與工作容積V制動輪缸對制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓P有如下關(guān)系： (48)式中 考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，= 10MPa。制動管路液壓在制動時一般不超過1012MPa，對盤式制動器可再高些。壓力愈高輪缸直徑就愈小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。輪缸直徑應(yīng)在標準GB7

47、52484規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：14.5、16、17.5、19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 這里根據(jù)最大制動力矩取前制動器輪缸直徑=24mm，后制動器輪缸直徑d=16mm。單個輪缸的工作容積： （mm） （49）式中 一個輪缸活塞的直徑，=24mm ；d=16mm；n輪缸的活塞數(shù)目，n=1；一個輪缸活塞在完全制動時的行程： 。盤式制動器可取1mm；消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程，mm；因摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞行程，mm。將上述值代入公式（49）得到：前制動器單個輪缸工作容積=452 mm；后制動器單個輪

48、缸工作容積=200 mm全部輪缸的總工作容積： =2*（452+200）=1304mm （410）式中 m輪缸數(shù)目。4.3.2制動主缸直徑與工作容積 （411）式中 制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設(shè)計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為，式中V為全部輪缸的總工作容積。主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： =1.1*1304=1435 mm (412)一般活塞行程 =（0.81.2） ；取=根據(jù)上述公式和參數(shù)計算所得=12.2mm.主缸的直徑應(yīng)符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為：14.5，16，17.5，19，20.5，22.22，28，32，35，38，40，45mm

49、。所以最后取主缸直徑為=14.5mm4.3.3制動踏板力F （413）取踏板機構(gòu)傳動比=5；踏板機構(gòu)及液壓主缸的機械效率0.9.求得F。4.3.4踏板工作行程 =(+)=5*（14.5+2+1.5）=90mm（414）主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm2mm，取=2mm；主缸活塞空行程，一般取1.5mm。求得=90mm，小于150mm，符合要求。5 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1制動鉗 制動鉗圖51，由可鍛鑄鐵KTH37012或球墨鑄鐵QT40018制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應(yīng)有高的

50、強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊射X合金制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體用鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此，應(yīng)減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。本次設(shè)計中制動鉗體采用球墨鑄鐵，做成整體式，活塞做成圓桶式以減小接觸面積。5.2制動塊制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。為了避免只動