前后盤式制動器制動系統(tǒng)

1、第1章制動系統(tǒng)設計計算1. 盤式制動器形式與全盤式相比，浮動鉗盤式具有如下優(yōu)點：在盤的內(nèi)側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤 的油道或油管，家之液壓缸；冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性?。?成本低。所以, 本設計前后盤式制動器均采用浮動鉗式盤式制動器。2. 制動能源的選擇供能裝置傳能裝置型式制動能源工作介質型式工作介質氣壓伺服制動系駕駛員體力與發(fā)動機動力空氣液壓制動系制動液3. 制動管路的布置X型的結構簡單。直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時前輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉動，使汽車喪失穩(wěn)定性。

2、因此，這種方案適用于主銷偏移距為負值（達20mm）的汽車上。這時，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的穩(wěn)定性。所以本次設計選擇 管路。4. 液壓制動主缸的設計，當制動采用雙回路制動系統(tǒng)，雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串聯(lián)雙缸制動主缸。系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙缸制動主缸的另一腔仍能夠工作，只是所需踏板行程加 大，導致汽車制動距離增長，制動力減小。大大的提高了工作的可靠性。5. 行車制動與駐車制動形式行車制動用液壓，而駐車制動時通過拉線用機械力推動凸輪或螺桿推動活塞，使活 塞移動，讓制動盤與剎車片接觸。第2章制動系統(tǒng)設計計算2.1制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值2.1.2同步附著系數(shù)的確定根據(jù)相關資料查

3、得，通常應滿足空載同步附著系數(shù)在 系數(shù)在0.8- 0.9之間較為合適。2.1.1相關主要參數(shù)空載滿載汽車質量1830kg2305kg軸荷分配前軸960kg900kg后軸870kg1405kg質心咼度hg=0.52mHg=0.57m汽車質心距前軸距離1283.6mm1645.8mm汽車質心距后軸距離1416.4mm1054.2mm軸距2700 mm車輪滾動半徑r r=0.32 m0.6-0.7之間較為合適，滿載同步附著2.2制動器有關計算2.2.1確定前后制動力矩分配系數(shù)任何附著系數(shù)路面上前后同時抱死的條件為、=0.8):Ff1Ff2Ff1Ff2L1hghg得： Ff1 =7788.2NFf2=

4、3556.3N般常用制動器制動力分配系數(shù)來表示分配比例空載條件：Ff1 5406.4NFf2 3037.3NFf10.686空載條件:Ff2Ff10.64Ff2222制動器制動力矩的確定應急制動時，假定前后輪同時抱死拖滑，此時所需的前橋制動力矩為hg) r得，單個后輪盤式制動器的制動力矩1Mil =2 M =115.3 N/m單個前輪盤式制動器的制動力矩1Mb = 2 M =122.9 N/m假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸,且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力2.2.3盤式制動器主要參數(shù)確定這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞 這

5、里去制動盤的直徑 D為輪輞直徑制動盤直徑D應盡可能取大些， 緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。 直徑的70% 79%?？傎|量大于2t的汽車應取上限。的百分之 79% 即 D=0.79Dr=300mm2.2.4制動盤厚度h制動盤厚度對制動盤的質量和溫升有影響。為使質量小些，厚度不宜太大，為了減少溫升，厚度又不宜過小。因此，參考同類型車，取為25mm通風式，增大散熱。2.2.5摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2摩擦襯塊外半徑只與內(nèi)半徑及推薦摩擦襯塊外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內(nèi)側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少， 最終導致制動力矩變化大。因為制

6、動器直徑D等于300mm則摩擦塊R2=150mm取R2/R1=1.5, 所以 R1=100mm2.2.6制動襯塊工作面積A在確定盤式制動器制動襯塊的工作面積時，根據(jù)制動襯快單位面積占有的汽車質量，推2薦在 1.6 3.5kg/ cm ,此處取為 2.5kg/cm2，可得 A =2305kg + 2.5kg/cm2 = 922cm。2.2.7摩擦襯塊摩擦系數(shù)f當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250 C時，保持摩擦系數(shù) f =0.350.40已無大問題。所選擇摩擦系數(shù)f=0.35。3.2.4盤式制動器的制動力計算矩為M2fF0R平均半徑Rm為FmRiR2竺衛(wèi)0125mm對于前制動器Fo122.9

7、對于后制動器Fo2fR20.350.1251404NMu2fR115.320.350.1251318N液壓制動驅動機構的設計計算3.1前輪制動輪缸直徑d的確定制動輪缸對制動塊施加的張開力F 0與輪缸直徑 d和制動管路壓力P的關系為制動管路壓力一般不超過10j4Fo/(12 MPa。取P)P 10MPa。,(41404d0.023m23mm輪缸直徑d應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取（HG2865-1997),具體為 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前輪制動輪缸直徑為24mm .4 1318同理，后

8、輪制動輪缸直徑d J6V10 100.023m 0.023mm。因此取后輪制動輪缸直徑為 23mm .3.2制動主缸直徑d0的確定第i個輪缸的工作容積為:di2 i式中，di為第i個輪缸活塞的直徑; 完全制動時的行程， 初步設計時，n為輪缸中活塞的數(shù)目；i為第i個輪缸活塞在對盤式制動器可取2.0-2.5mm .此處取2 .5 mm.所以一個前輪輪缸的工作容積為12321321304mm一個后輪輪缸的工作容積為225953m m 3所有輪缸的總工作容積為Vi,式中,m為輪缸數(shù)目。制動主缸應有的工為制動軟管的變形容積。在初步設計時，制動主缸的V01.1V;對于商用車 V01.3V。此處取 V01.

9、1V。作容積為V0 V V ,式中V 工作容積可為：對于乘用車所以 V 2 V V 2(1304953)4514mm 3V0 V V 1.174965.4mm3主缸活塞行程 S0和活塞直徑 d 0為Vo d02S04般 S0= ( 0.8 1.2 ) do。此處取S0 = do。所以Vo d 034d0 3!也 18.49mm主缸的直徑do應符合QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得d 019 mm 。3.3制動踏板力Fp和制動踏板工作行程&制動踏板力 Fp為:Fp do24式中，d0為制

10、動主缸活塞直徑；為踏板機構及液壓主缸的機械效率，可取p為制動管路的液壓；=0.82 0.86.ip為探班機構的傳動比；此處取 ip =4 ,=0.85.制動踏板力應滿足以下要求;車)。設計時，制動踏板力可在最大踏板力一般為500N(乘用車)或 700N (商用2所以Fp d04斥L)200N350N的范圍內(nèi)選取。1n2-(0.019)210614 0.8583.34N500N符合設計要求。制動踏板工作行程Sp為9 iP ?(S0式中，m1為主缸中推桿與活塞間的間隙，m1m2)般取1.5mm2mm; m2為主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作時的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。制動器調(diào)整正常時的踏板工作行程Sp, 在只應占計及制動襯塊的容許磨損量的踏板行程的 40%6