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遼寧工業(yè)大學
畢業(yè)設計（論文）
中期檢查報告
題目 Santana2000轎車制動系統(tǒng)設計
汽車與交通工程學院 （系） 車輛工程 專業(yè) 045 班
學生姓名 李 若 成
學 號 041201109
指導教師 李 剛
2008年05月14日
自 檢 報 告
(要點:1.畢業(yè)設計(論文)工作任務的進展情況 2.未按計劃完成工作任務的原因 3.工作中所遇到的問題 4.下一步工作打算)
1、畢業(yè)設計(論文)工作任務的進展情況
3.10-3.15 熟悉課題，收集和整理資料
3.16-3.23 到中國第一汽車廠去畢業(yè)實習，調研
3.24-3.30 提出研究方案，準備開題
3.31-4.11 提出研究方案，開題答辯
4.11-4.13 制動器參數初步計算
4.14-4.20 制動器參數計算
4.21-4.27 強度校核計算
4.28-5.04 制動性能分析及編程
5.05-5.11 繪制裝配草圖
5.12-今天 準備迎接中期檢查
2、未按計劃完成工作任務的原因
由于以前課程設計都是徒手做圖，這次采用CAXA做圖，剛開始非常不適應，對其操作很不順手，經常出現(xiàn)不應該有的錯誤，導致工作進程緩慢，總是每天只能畫出很少一部分，最后裝配草圖并沒有完全畫完。隨著工作的逐漸深入和虛心的向別人請教，自己的鉆研，現(xiàn)在對CAXA雖然不能說精通，但是操作起來已經相當順手。資料準備不夠充分，相關校核沒有完成，準備去圖書館繼續(xù)翻閱相關的資料。相信在以后的工作中一定可以按照進度正常完成。
3、工作中所遇到的問題
（1）對CAXA的操作不太熟悉，但隨著工作的深入已經基本解決。
（2）基礎知識不太扎實，有需要用到以前知識的地方總需要翻閱書籍。
（3）資料準備不夠充分，準備去圖書館繼續(xù)翻閱相關的資料。
4、下一步工作打算
（1）、一個星期完成制動主缸的繪制。
（2）、5.21～6.8，繪制零件圖及制動管路布置，整理好圖紙。
（3）、6.9～6.15，撰寫設計計算說明書。
（4）、6.16～6.18，審閱圖紙。
（5）、6.19～6.22，準備答辯。
學生簽字：
年 月 日
指導教師意見：
指導教師簽字：
年 月 日
教研室意見：
教研室主任簽字:
年 月 日
備注
2
遼寧工業(yè)大學
畢業(yè)設計（論文）
開題報告
題目 Santana2000轎車制動系統(tǒng)設計
汽車與交通工程學院（系） 車輛工程 專業(yè)045 班
學生姓名 李若成
學 號 041201109
指導教師 李 剛
開題日期：2008年 3 月31日
開 題 報 告
一、畢業(yè)設計（論文）的來源，理論或實際應用意義
1.題目的來源
來源于現(xiàn)有的實際車型。
2.題目的理論或實際應用意義
從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。它不僅是衡量汽車好壞的一個指標,重要的是它還關系到乘車人員的生命安全問題.在選購汽車方面客戶也比較看重此項的好壞,所以研究制動系統(tǒng)對于開拓市場,增加汽車銷量也有重要作用!汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。Satana 2000作為轎車，要求制動系統(tǒng)制動平順，制動距離更短，制動過程中避免因制動效能過高而導致的車輪抱死的情況，滿足汽車的安全性和乘員舒適性，因此制動系統(tǒng)的良好設計有利于提高汽車的整體性能。
二、題目主要內容和預期達到的目標
1．內容
1）主要技術參數：參數Satana2000轎車制動系統(tǒng)的技術參數
整車質量：空載：1550Kg 滿載：2000Kg
軸距：2.6m 輪距1.8m
質心位置:a=1.35m b=1.25m hg=0.95(空載) hg=0.85m(滿載)
最高車速:160km/h
2）前后制動器裝配圖各1張
3）制動主缸裝配圖1張
4）制動管路布置圖1張
（注）開題報告要點：1、畢業(yè)設計（論文）題目的來源，理論或實際應用意義。2、題目主要內容及預期達到的目標。3、擬采用哪些方法及手段。4、完成題目所需要的實驗或實習條件。5、完成題目的工作計劃等。
（開題報告不夠用時可另附同格式A4紙）
開 題 報 告
5）制動力分配編程.
6)零件圖2~3張.
7)說明書1份
8) 翻譯外文文獻2000單詞
2．預期達到的目標
通過查閱相關資料,運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定Satana2000轎車制動系統(tǒng)的設計發(fā)案,進行部件的設計計算和結構設計.達到綜合運用所學知識分析汽車基本性能和部件設計的訓練,為今后實際工作打下基礎.
三、方案論證及采用的方法和手段
1.方案論證
1） 型式確定
制動器主要有摩擦式，液力式，電池式等幾種形式，現(xiàn)在廣泛應用的為摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式、盤式和帶式三種。應用較為廣泛的為鼓式和盤式。
鼓式制動器分為單向雙領蹄動器、雙向雙領蹄制動器、領從蹄制動器、雙從蹄制動器、單向增力式制動器，雙向增力式制動器。單向雙領蹄動器和雙向雙領蹄制動器因結構都較為復雜，因此生產成本較高。領從式應用較廣，在乘用車和總質量較小的的商用車的后輪制動器用得較多。雙從制動效能最低，很少采用。單向增力式只有一個輪缸，不適合雙回路機構。雙向增力式制動效能穩(wěn)定行較差。故選用領從式制動器。
盤式制動器分為鉗盤式和全盤式兩類，鉗盤又分為固定鉗和浮動鉗, 盤式制動器特點為（1）完全防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外）（2）兼作駐車制動器時，所需附加的手驅動機構比較復雜。（3）在制動驅動機構中必須裝有助力器（4）因為襯塊工作面積小，所以磨損快，使用壽命短，需要用高材質的襯塊等缺點。
Satana2000作為轎車要求制動系統(tǒng)制動平順，制動距離更短，滿足汽車的安全性和乘員舒適性，因此選用前盤后鼓式。鼓式選擇領從蹄式，盤式選擇鉗盤式。
2）制動管路的確定
為提高制動的可靠行，汽車上均采用多個制動管路。制動管路有一軸對一軸型，前軸
開 題 報 告
制動器與后橋制動器各用一個回路。交叉型，前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路。一軸半對半軸型，兩側前制動器的半數輪缸和全部后制動器輪缸屬一個回路，其于的前輪輪缸則屬另一回路。半軸一輪對半軸一輪即兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器起作用，在任一回路失效時，前后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力可以達到正常值的一半。雙半軸對雙半軸型，每個回路均只對每個前后制動器的半數輪缸起作用。
綜合以上各個回路的優(yōu)缺點本次設計選擇的制動管路是交叉型，即X型.因為它結構簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定行。所以，值得注意的就是采用這種方案的汽車其主銷偏移距應取負值，這樣不平衡的制動力使車輪反方向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定行。
3)制動驅動機構的結構型式選擇
根據動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動，動力制動，伺服制動。
（1）簡單制動有機械式和液壓式兩種。機械式結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中小型汽車的駐車制動裝置中。液壓式曾廣泛用于轎車，輕型及以下的貨車和部分中型貨車上，但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車上己極少采用。
（2）動力制動有氣壓制動，氣頂液式制動，全液壓制動。氣壓制動是動力制動最常見型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接結構簡單，因此被廣泛用于總質量8t以上的載貨汽車，越野車和客車上。氣頂液式制動系統(tǒng)結構復雜，質量大，造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9t-11t的中型汽車上也有所采用。全液壓制動結構復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車，大型客車以及少數的重型礦用自卸汽車上。
（3）伺服制動系統(tǒng)分真空伺服制動系統(tǒng)，氣壓伺服制動系統(tǒng)，液壓伺服制動。真空伺服制動是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度作動力源。一般的柴油車若采用伺服制動系統(tǒng)時，則需要專門的真空源—由發(fā)動機驅動的真空泵或噴吸器構成。氣壓伺服制動是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般0.6MPA—0.7MPA。
開 題 報 告
氣壓伺服制動系統(tǒng)的組成部分比真空伺服復雜的多。真空伺服制動用于總質量在1.1t—1.35t以上的轎車及裝載質量在6t以下的輕中型載貨汽車上；氣壓伺服制動系統(tǒng)則廣泛用于裝載質量為6t—12t的中重型載貨汽車以及少數高級轎車上。液壓伺服制動系統(tǒng)是以發(fā)動機驅動液壓油泵產生的高壓油液為伺服能源，且基本上均為助力式的。由于這種制動系統(tǒng)的工作壓力很高，因此可大大地減小伺服機構的尺寸，且制動反應快，但對零部件的加工精密度和密封性能要求很高。其僅用于高級轎車。
通過以上對各種制動驅動機構結構型式的比較分析，衡量其優(yōu)缺點，及其適用的車型最后選定液壓伺服制動系統(tǒng)為本次設計的制動驅動機構。
4）部件型式的確定
（1）制動主缸 制動主缸由灰鑄鐵制造，也可以才用低碳鋼冷擠成型；活塞可用灰鑄鐵，鋁合金或中碳鋼制造。主缸的作用是將駕駛員踩到制動踏板上的壓力傳遞到四個車輪的制動器以使汽車停車。主缸將駕駛員在踏板上的機械壓力轉變?yōu)橐簤毫?，在車輪制動器處液壓力轉變?yōu)闄C械力。主缸利用液體不可壓縮原理，將駕駛員的踏板運動傳送到車輪制動器。主缸由儲液罐和主缸體構成。儲液罐提供處缸工作的制動液。現(xiàn)在的所有儲液罐都是分體設計，即兩個獨立的活塞有兩個獨立的儲液區(qū)域。分體設計分別為前輪和后輪，或一個前輪一個后輪的液壓系統(tǒng)供液，以防一個液壓系統(tǒng)失效影響另一個液壓系統(tǒng)。本設計采用雙體設計的液壓主缸，即雙腔液壓主缸。
（2）制動輪缸 后輪鼓式制動器制動輪缸是液壓活塞式制動蹄張開機構，其機構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成，其缸筒為通孔，需搪磨，活塞由鋁合金制造，活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。
（3）制動鼓 制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻故我選用由鋼板沖壓成型的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄、成一體的組合式制動鼓。制動蹄選用T形鋼輾壓成的制動蹄。制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置，制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度，為此我選用具有凹凸起伏形狀的鋼板沖壓成型的制動底板。摩擦材料采用模壓。
開 題 報 告
材料，它是以石棉纖維為主并與樹膠粘結劑，調整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差故應安襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。
綜合以上特點總結出制動鼓選材應該有足夠的強度，剛度和熱容量，與摩擦襯片材料相配合，又應當有較高的摩擦因數。
2.方法手段
采用CAXA繪圖軟件， MATLAB用于制動器的制動力距分配計算編程。
四、完成題目所需要的實驗或實習條件
完成本次畢業(yè)設計需要必要的實習過程，根據實際情況和指導老師的指導，已經去一汽實習。通過參觀實際的制動器生產，充分認識汽車制動系統(tǒng)的必要性和現(xiàn)實意義。
遼寧工業(yè)大學實驗中心也給我們提供了必要的實驗條件。
開 題 報 告
五、完成題目的工作計劃
時 間 內 容
3.10-3.15 熟悉課題，收集和整理資料
3.16-3.23 畢業(yè)實習，調研
3.24-3.30 提出研究方案，準備開題
3.31-4.06 提出研究方案，開題答辯
4.07-4.13 制動器參數初步計算
4.14-4.20 制動器參數計算
4.21-4.27 強度校核計算
4.28-5.04 制動性能分析及編程
5.05-5.11 繪制裝配草圖
5.12-5.18 繪制裝配圖
5.19-5.25 中期檢查,完善圖紙
5.26-6.01 繪制零件圖
6.02-6.08 完善圖紙
6.09-6.15 寫設計計算說明書
6.16-6.22 審閱圖紙
6.23-6.25 準備答辯
指導教師意見：
(對本課題的深度、廣度及工作量的意見和對設計結果的預測)
指導教師簽字：
年 月 日
教研室意見：
教研室主任簽字：
年 月 日
開 題 須 知
一、學生要認真填寫開題報告。在畢業(yè)設計（論文）答辯時學生須向答辯委員會（或答辯小組）提交開題報告，作為答辯評分的參考材料，沒有開題報告不能參加答辯。如果丟失要及時辦理補交手續(xù)。學生畢業(yè)后，開題報告與學生畢業(yè)設計（論文）一并存檔備案。
二、畢業(yè)設計（論文）題目一經確定，指導教師要給學生下達畢業(yè)設計（論文）任務書，學生根據任務書的要求進行開題，一般安排在畢業(yè)設計（論文）正式開始的第二周至第三周進行。
三、開題報告的審查由各專業(yè)教研室主持，每個學生的報告時間為10—15分鐘。開題通過后學生才能正式獲得畢業(yè)設計（論文）的資格。
四、學生要充分理解畢業(yè)設計（論文）題目的內容和要求，在指導教師的指導下制定切實可行的工作計劃，并且要具備進行畢業(yè)設計（論文）所要求的實驗或實習（調研）條件。
五、學生要按照指導教師所下達的畢業(yè)設計（論文）任務書的要求，認真進行文獻資料的檢索、搜集和查閱，并做好記錄。
六、開題審查不合格的學生，必須在一周內重新進行開題。
９
遼寧工業(yè)大學
畢業(yè)設計（說明書）
學生工作總結
題目 Santana2000轎車制動系統(tǒng)設計
汽車與交通工程學院（系） 車輛工程 專業(yè) 045 班
學生姓名 李若成
學 號 041201109
指導教師 李 剛
2008 年 6 月 23 日
個 人 總 結
時光飛逝，美好的大學生活匆匆過去，經過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及周圍同學們的支持，想要完成這次設計是非常困難的。
本次畢業(yè)設計是以Santana2000轎車的制動系統(tǒng)為研究對象，通過對轎車制動系統(tǒng)的結構和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后制動器、制動管路布置、制動主缸進行設計及計算，并繪制出了前、后制動器裝配圖、制動主缸裝配圖、制動管路布置圖、兩張零件圖，通過應用MATLAB軟件編寫程序，繪制出實際汽車制動力分配曲線。
為了提高汽車的安全性和舒適性，設計的Santana2000轎車經過理論和實際分析采用了前盤、后鼓式制動器；串聯(lián)雙腔的液壓主缸；采用X型雙管路制動系統(tǒng)。由計算可知人力無法滿足制動力的要求，加裝了真空助力器。采用的駐車制動滿足國家對汽車駐車坡度的要求，其他相關評價指標也完全符合。最后設計的汽車制動系統(tǒng)基本達到了預期的目標。
此次畢業(yè)設計可以說在某種程度上是一種嘗試，通過查閱大量的有關汽車制動系統(tǒng)資料后，使我學到了很多先進的制動系統(tǒng)的相關知識，這對我設計的課題起到了十分重要的作用，當然，此次設計并不能稱得上是最完美的作品，但至少能在某種程度上緩解或克服汽車制動時出現(xiàn)的一些問題。同時，畢業(yè)設計也是對我大學四年學習情況的一次檢驗。
在這里首先要感謝我的導師李剛。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導，并且在我遇到困難的時候總是鼓勵我，經常帶我去實驗室觀看制動器實物，拆裝制動器，為這次畢業(yè)設計能夠順利完成提供了非常必要的幫助。
在這里我還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。
總之本次畢業(yè)設計使我受益匪淺，提高了查閱資料能力，提高了電腦軟件應用能力，鞏固了書本知識，是理論結合實踐的最好最好實戰(zhàn)演練。
學生本人簽字：
年 月 日
指導教師意見：
指導教師簽字：
年 月 日
2
Santana2000轎車設計
一、 本次的設計目的與意義：
汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置，使汽車以適當的減速度降速行駛直至停車。在下坡行駛時，使汽車保持適當的穩(wěn)定車速。它還使汽車能可靠的?？吭谠鼗蚱碌郎?。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。所以研究制動系統(tǒng)有著非常重要的意義。
二、所采用的原始資料或指導文獻等：
在設計中查閱了大量的資料例如汽車設計，汽車理論，汽車構造，汽車制動系統(tǒng)的結構分析與設計計算，桑塔納2000轎車使用與維護手冊等資料。其中以汽車制動系統(tǒng)的結構分析與設計計算最為重要，為我的相關設計計算提供了可靠的參考依據。
三、畢業(yè)設計的基本內容及主要方法：
前盤后鼓制動器裝配圖各一份，制動主缸裝配圖一份，管路布置圖一份，零件圖2張，制動力分配編程一個，說明書一份，外文翻譯2000單詞。裝配圖及零件圖利用CAXA進行繪制，制動力分配編程利用MATLAB來實現(xiàn)。
四、成果結論和對自己完成任務的評價：
經過四個月的緊張學習和忙碌已經完成了Santana2000轎車的制動系統(tǒng)設計，在設計中認真的完成了每個設計過程。所設計的制動器各項指標如最大制動駐車坡度，制動距離，制動減速度等基本上滿足國家要求的標準，由計算可知人力無法滿足制動踏板力的要求，還應加裝真空助力器。此次設計也不能稱得上是完美的作品，由于自己知識水平的限制在和多地方一定還有很多不足，這就需要在日后的工作中更加的努力。
五、其它需要說明的問題：
開始時由于對CAXA軟件不太熟悉，導致畫圖進度緩慢，后來隨著工作的深入已經解決。
本科生畢業(yè)設計（論文）
摘 要
國內汽車市場迅速發(fā)展，而轎車是汽車發(fā)展的方向。然而隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產品開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產品的市場競爭力，已經成為企業(yè)成功的關鍵。
本說明書主要介紹了santana2000轎車制動系統(tǒng)的設計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最終確定方案采用液壓雙回路前盤后鼓式制動器。除此之外，它還介紹了前后制動器、制動主缸的設計計算，主要部件的參數選擇及制動管路布置形式等的設計過程。
關鍵字：制動；鼓式制動器；盤式制動器；液壓
Abstract
The rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.
This paper mainly introduces the design of braking system of the santana2000 type of car. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings.
Key words: braking; brake drum; brake disc; hydroid pressure
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 制動系統(tǒng)設計的意義 1
1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 1
1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標 2
1.4 本次制動系統(tǒng)設計要求 2
第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 3
2.1 制動器形式方案分析 3
2.1.1 鼓式制動器 3
2.1.2 盤式制動器 5
2.2 制動驅動機構的結構形式選擇 6
2.2.1 簡單制動系 6
2.2.2 動力制動系 7
2.2.3 伺服制動系 8
2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 8
2.3.1 II型回路 8
2.3.2 X型回路 9
2.3.3 其他類型回路 9
2.4 液壓制動主缸的設計方案 9
第3章 制動系統(tǒng)設計計算 11
3.1 制動系統(tǒng)主要參數數值 11
3.1.1 相關主要技術參數 11
3.1.2 同步附著系數的分析 11
3.2 制動器有關計算 12
3.2.1 確定前后軸制動力矩分配系數β 12
3.2.2 制動器制動力矩的確定 12
3.2.3 后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取 12
3.2.4 前輪盤式制動器主要參數確定 14
3.3 制動器制動因數計算 15
3.3.1 前輪盤式制動效能因數 15
3.3.2 后輪鼓式制動器效能因數 15
3.4 制動器主要零部件的結構設計 16
第4章 液壓制動驅動機構的設計計算 19
4.1 后輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 19
4.2 前輪盤式制動器液壓驅動機構計算 20
4.3 制動主缸與工作容積設計計算 21
4.4 制動踏板力與踏板行程 21
4.4.1 制動踏板力 21
4.4.2 制動踏板工作行程 22
第5章 制動性能分析 23
5.1 制動性能評價指標 23
5.2 制動效能 23
5.3 制動效能的恒定性 23
5.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 23
5.5制動器制動力分配曲線分析 24
5.6 制動減速度 25
5.7 制動距離S 25
5.8摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 26
5.9駐車制動計算 27
第6章 總 論 29
參考文獻 30
致 謝 31
附 錄1 32
附 錄2 41
IV
第1章 緒 論
1.1 制動系統(tǒng)設計的意義
汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次畢業(yè)設計題目為Santana2000轎車制動系統(tǒng)設計。
通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定Santana2000轎車制動系統(tǒng)的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用X型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。
1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀
車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作,由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全,因此制動性能是車輛非常重要的性能之一,改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時,由于車輛受到與行駛方向相反的外力,所以才導致汽車的速度逐漸減小至0,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計,因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎,由于這一過程較為復雜,因此一般在實際中只能建立簡化模型分析,通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價:
1)制動效能:即制動距離與制動減速度；
2)制動效能的恒定性:即抗熱衰退性；
3)制動時汽車的方向穩(wěn)定性；
目前,對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行,由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛,其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據,在汽車道路試驗中,如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價。
1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標
1）具有良好的制動效能
2）具有良好的制動效能的穩(wěn)定性
3）制動時汽車操縱穩(wěn)定性好
4）制動效能的熱穩(wěn)定性好
1.4 本次制動系統(tǒng)設計要求
制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數制動器主要參數設計和液壓驅動系統(tǒng)的參數計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖。最終進行制動力分配編程，對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。
第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇
2.1 制動器形式方案分析
汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。
2.1.1 鼓式制動器
鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為：
1、 領從蹄式制動器
如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。
領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。
2、 雙領蹄式制動器
若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2—5(c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。
雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。
3、 雙向雙領蹄式制動器
當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。
4、 單向增力式制動器
單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。
5、 雙向增力式制動器
將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。
雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。
但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。
2.1.2 盤式制動器
盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。
（1）鉗盤式
鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。
①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。
②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，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加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性?。怀杀镜?；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。
（2）全盤式
在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。
通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點:
（1）制動穩(wěn)定性好.它的效能因素與摩擦系數關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。
（2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。
（3）輸出力矩平衡.而鼓式則平衡性差。
（4）制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。
（5）車速對踏板力的影響較小。
綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。
2.2 制動驅動機構的結構形式選擇
根據制動力原的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別。
2.2.1 簡單制動系
簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。
機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。
液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(o．1s—o．3s)，工作壓力大(可達10 MPa—12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時(-25℃和更低時)，由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。
2.2.2 動力制動系
動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當的踏板行程。
動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。
1）、氣壓制動系
氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(o．3s—o．9s)，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件——繼動閥(即加速閥)以及快放閥；管路工作壓力較低(一般為o．5MPa—o．7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。
2）、氣頂液式制動系
氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9t—11t的中型汽車上也有所采用。
3）、全液壓動力制動系
全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數的重型礦用自卸汽車上。
2.2.3 伺服制動系
伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置．使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。
按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能(負氣壓能)、氣壓能和液壓能。
2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇
為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。
2.3.1 II型回路
前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。
2.3.2 X型回路
后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50％的制動效能，并且制動力的分配系數和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。
2.3.3 其他類型回路
左、右前輪制動器的半數輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱KI型。
兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱LL型。
兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。HI、LL、HH型的織構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的50％左占。HL型單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。
綜合以上各個管路的優(yōu)缺點最終選擇X型管路。
2.4 液壓制動主缸的設計方案
為了提高汽車的行駛安全性，根據交通法規(guī)的要求，一些轎車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。
轎車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。如圖2—3所示，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構成。儲蓄罐中的油經每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內產生的油壓，分別經各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。
主缸不制動時，前、后兩工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自得旁通孔和補償孔之間。
當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通過制動推桿推動后腔活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前腔活塞前移，前腔壓力也隨之升高。當繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。
圖2—3 制動主缸工作原理圖
撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸前、后腔活塞和輪缸活塞在各自的回位彈簧作用下回位，管路中的制動液在壓力作用下推開回油閥流回主缸，于是解除制動。
若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端頂到主缸缸體上。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。
由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，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。大大提高了工作的可靠性。
第3章 制動系統(tǒng)設計計算
3.1 制動系統(tǒng)主要參數數值
3.1.1 相關主要技術參數
整車質量： 空載：1550kg
滿載：2000kg
質心位置： a=1.35m b=1.25m
質心高度： 空載：hg=0.95m
滿載：hg=0.85m
軸 距： L=2.6m
輪 距: L=1.8m
最高車速： 160km/h
車輪工作半徑：370mm
輪 胎： 195/60R14 85H
同步附著系數：=0.6
3.1.2 同步附著系數的分析
(1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力；
(2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；
(3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。
分析表明，汽車在同步附著系數為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。
根據相關資料查出轎車0.6，故取=0.6
3.2 制動器有關計算
3.2.1 確定前后軸制動力矩分配系數β
根據公式： （3-1）
得：
3.2.2 制動器制動力矩的確定
由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩：
（3-2）
式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數；
q——制動強度；
——車輪有效半徑；
——后軸最大制動力矩；
G——汽車滿載質量；
L——汽車軸距；
其中q===0.66 （3-3）
故后軸==1.57Nmm
后輪的制動力矩為=0.785Nmm
前軸= T==0.67/(1-0.67)1.57=3.2Nmm
前輪的制動力矩為3.2/2=1.6Nmm
3.2.3 后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取
1、制動鼓直徑D
輪胎規(guī)格為195/60R14 85H
輪輞為14in
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
制動鼓內徑/mm
轎車
180
200
240
260
----
貨車
220
240
260
300
320
查表得制動鼓內徑D=240mm
D=14
根據轎車D/在0.64～0.74之間選取
取D/=0.7
D=249mm，
2、制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度b
制動蹄摩擦襯片的包角β在β=～范圍內選取。
取β=
根據單個制動器總的襯片米廠面積取200～300
取A=300
b/D=0.18
b=0.18mm
3、摩擦襯片初始角的選取
根據=-（/2）=
4、 張開力P作用線至制動器中心的距離a
根據a=0.8R
得：a=0.8×124.5=99.6mm
制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c
根據c=0.8R
得：c=0.8×124.5=99.6mm
5、摩擦片摩擦系數
選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。
所以選擇摩擦系數f=0.3
3.2.4 前輪盤式制動器主要參數確定
1、 制動盤直徑D
制動盤的直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，但制動盤受輪輞直徑的限制。通常為輪輞直徑的70%～79%。
2、 制動盤厚度選擇
制動盤厚度直接影響制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。通常，實心制動盤厚度可取為10 mm～20 mm；只有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20 mm～50 mm，但多采用20 mm～30 mm。
3、摩擦襯塊內半徑R1與外半徑R2
摩擦襯塊的外半徑R2與內半徑R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。
4、摩擦襯塊工作面積A
推薦根據制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在1.6kg/～3.5 kg/內選取。
下面的表格給出了一些國產汽車前輪盤式制動器的主要參數。
車牌
車型
制動盤外徑/mm
工作半徑/mm
制動盤厚度/mm
摩擦襯塊厚度/mm
摩擦面積/cm
云雀
GHK7060
212
86
10
9
65.4
奧拓
SC7080
215
91
10
15.5
60
桑塔納
2000
256
106
20
14
76
奧迪
100
256
104
22
14
96
根據以上表格查出Santana2000轎車盤式制動器的參數為
制動盤外徑
工作半徑
制動盤厚度
摩擦襯塊厚度
摩擦面積
256mm
106mm
20mm
14mm
76cm
3.3 制動器制動因數計算
3.3.1 前輪盤式制動效能因數
根據公式BF=2f
f——取0.5
得BF=2×0.5=1
3.3.2 后輪鼓式制動器效能因數
1、 領蹄制動蹄因數：
根據公式 （3-5）
h/b=2;c/b=0.8
得=0.79
2、從蹄制動蹄因數：
根據公式 （3-6）
得=0.48
3.4 制動器主要零部件的結構設計
1、制動盤
制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加cr，Ni等的合金鑄鐵制成。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20％一30％，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽的轎車制動盤，其厚度約在l0mm—13mm之間。本次設計采用的材料為HT250。
2、 制動鉗
制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370一12或球墨鑄鐵QT400一18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄。
3、制動塊
制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。
4、摩擦材料
制動摩擦材料應只有角而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能要好，不應在溫升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的吸水(油、制動液)率，低的壓縮率、低的熱傳導率(要求摩擦襯塊么300℃的加熱板上：作用30min后，背板的溫度不越過190℃)和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗打、抗剪切、抗彎購性能和耐沖擊性能；制動時應不產生噪聲、不產生不良氣味，應盡量采用污染小印對人體人害的庫擦材料。
當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調整摩擦性能的填充刑(出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)勺噪聲消除別(主要成分為石墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差．故應佐按襯片或襯塊規(guī)格模壓。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。本次設計采用的是模壓材料。
5、制動鼓
制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。
制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N·cm～20 N·cm；對貨車為30 N·cm～40 N·cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜0.03mm，徑向跳動量≤0．O 5mm，靜不平衡度≤1．5N.cm。
制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由ll mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是HT20-40。
6、制動蹄
制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4．5mm～5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為HT200。
7、制動底板
制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用45號鋼。
8、制動蹄的支承
二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面
同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。
具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。
9、制動輪缸
制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插人槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數有四個等直徑活塞；雙領路式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。本次設計采用的是HT250。
第4章 液壓制動驅動機構的設計計算
4.1 后輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算
根據公式 （4-1）
式中：p——考慮到制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp.
取p=10Mp
查Santana2000轎車使用與維護手冊得
P=7065N
=30mm
根據GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為30mm。
一個輪缸的工作容積
根據公式 （4-2）
式中：——一個輪缸活塞的直徑；
n ——輪缸活塞的數目；
δ——一個輪缸完全制動時的行程：
初步設計時δ可取2mm-2.5mm
δ=2mm
——消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。
——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。
，——分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。
得一個輪缸的工作容積=2826mm
4.2 前輪盤式制動器液壓驅動機構計算
1、前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算
根據公式 （4-4）
式中：p——考慮到制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp
查Santana2000轎車使用與維護手冊得
P=19625N
得=50mm
根據GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為50mm。
一個輪缸的工作容積
根據公式 （4-5）
式中：——一個輪缸活塞的直徑；
n ——輪缸活塞的數目；
δ——一個輪缸完全制動時的行程：
取δ=2mm
——消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。
——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。
，——分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。
得一個輪缸的工作容積=3925mm
全部輪缸的工作容積
根據公式 （4-6）
式中：m——輪缸的數目；
V=2V+2V=22826+23925=13502mm
4.3 制動主缸與工作容積設計計算
制動主缸應有的工作容積
式中：V——全部輪缸的總的工作容積；
——制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量；
V=13502mm
轎車的制動主缸的工作容積可取為=1.1V=1.1×13502=14852.2 mm
主缸直徑和活塞行程S
根據公式： （4-7）
一般S=(0.8-1.2)d
取S= d
得===26.65mm
根據GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此主缸直徑為28mm。
==28mm
4.4 制動踏板力與踏板行程
4.4.1 制動踏板力
根據公式： （4-8）
式中：——制動主缸活塞直徑；
P——制動管路的液壓；
——制動踏板機構傳動比；取=4
——制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取=0.85～0.95。
取=0.9
根據上式得：=1710N500N-700N
所以需要加裝真空助力器。
式中： ：真空助力比，取4。
=1710/4=427.5N500N-700N
所以符合要求
4.4.2 制動踏板工作行程
（4-9）
式中：——主缸推桿與活塞的間隙，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極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行程；
根據上式得：=128mm＜150mm
符合設計要求。
第5章 制動性能分析
任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。
汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。
5.1 制動性能評價指標
汽車制動性能主要由以下三個方面來評價：
1）制動效能，即制動距離和制動減速度；
2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能；
3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側滑、以及失去轉向能力的性能。
5.2 制動效能
制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。
5.3 制動效能的恒定性
制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。
5.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性
制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。
制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。
方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。
制動跑偏的原因有兩個
1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。
2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調（互相干涉）
前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。
側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑。防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。
理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。
5.5制動器制動力分配曲線分析
對于一般汽車而言，根據其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況：
1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。
2）后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。
3）前、后輪同時抱死拖滑。
所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動系必須妥善處理的問題。
根據所給參數及制動力分配系數，應用MATLAB編制出制動力分配曲線如下：
當I線與β線相交時，前、后輪同時抱死。
當I線在β線下方時，前輪先抱死。
當I線在β線上方時，后輪先抱死
通過該圖可以看出相關參數和制動力分配系數的合理性。
5.6 制動減速度
制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。
假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時=
式中 ：汽車前、后輪制動力矩的總合。
= M+ M=785+1600=2385Nm
r--滾動半徑 r=370mm
Ga—汽車總重 Ga=2000kg
代入數據得=(785+1600)/0.377×2000=6.16m/s
轎車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。
5.7 制動距離S
在勻減速度制動時，制動距離S為
S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254
式中，t:消除蹄與制動鼓間隙時間，取0.1s
t：制動力增長過程所需時間取0.2s
故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/254×0.7=7.2m
轎車的最大制動距離為：S=0.1V+V/150
V取30km/小時。
S=0.1+30/150=9m
S S=
所以符合要求
5.8摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算
摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，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，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。此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，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，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。
1）比能量耗散率
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
式中：：汽車回轉質量換算系數，緊急制動時，；
：汽車總質量；
，：汽車制動初速度與終速度，/；計算時轎車取27.8/；
：制動時間，；按下式計算
t==27.8/6=4.6
：制動減速度，， 0.6×106；
，：前、后制動器襯片的摩擦面積；
=7600mm,質量在1.5—2.5/t的轎車摩擦襯片面積在200-300cm,
故取=30000mm
：制動力分配系數。
則 ==5.7
轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。
==0.7
轎車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于1.8，故符合要求。
2）比滑磨功
磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量：
式中：：汽車總質量
：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，
==752cm；
:
[]：許用比滑磨功，轎車取1000J/～1500J/。
L =1497J/≤1000J/～1500J/
故符合要求。
5.9駐車制動計算
1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角
=
=25
式中：：車輪與輪面摩擦系數，取0.7；
：汽車質心至前軸間距離；
：軸距;
：汽車質心高度。
最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。
2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角
=
=16
最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。
第6章 總 論
本次畢業(yè)設計是以Santana2000轎車的制動系統(tǒng)為研究對象，通過對轎車制動系統(tǒng)的結構和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后制動器，制動管路布置，制動主缸進行了設計及計算，并繪制出了前、后制動器裝配圖、制動主缸裝配圖、制動管路布置圖、兩張零件圖，通過應用MATLAB軟件編寫程序，繪制出實際汽車制動力分配曲線。
為了提高汽車的安全性和舒適性，設計的Santana2000轎車經過理論和實際分析采用了前盤、后鼓式制動器；串聯(lián)雙腔的液壓主缸；采用X型雙管路制動系統(tǒng)。由計算可知人力無法滿足制動力的要求，加裝了真空助力器。采用的駐車制動滿足國家對汽車駐車坡度的要求，其他相關評價指標也完全符合。最后設計的汽車制動系統(tǒng)基本達到了預期的目標。
此次畢業(yè)設計可以說在某種程度上是一種嘗試，通過查閱大量的有關汽車制動系統(tǒng)資料后，使我學到了很多先進的制動系統(tǒng)的相關知識，這對我設計的課題起到了十分重要的作用，當然，此次設計并不能稱得上是最完美的作品，但至少能在某種程度上緩解或克服汽車制動時出現(xiàn)的一些問題。同時，畢業(yè)設計也是對我大學四年學習情況的一次檢驗，使我受益匪淺。
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