轎車后輪盤式制動器設(shè)計

目 錄第一章 緒 論 .11.1 制動系統(tǒng)的基本概念 .11.2 制動系統(tǒng)發(fā)展史 21.3 研究方向 31.4 課題主要內(nèi)容： 31.5 課題研究方案： 4第二章 制動器的結(jié)構(gòu)形式選擇 .52.1 盤式制動器結(jié)構(gòu)形式 52.2 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式簡介 52.3 7250 型轎車制動器結(jié)構(gòu)的最終確定 7第三章 制動器主要參數(shù)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) .143.3 制動強度和附著系數(shù)利用率 .163.4 制動器最大制動力矩 .173.5 制動器因數(shù) .193.6 駐車制動計算 .193.7 鼓式制動器主要參數(shù)的確定 .21第四章 制動器的設(shè)計 .234.1 盤式制動器主要參數(shù)的確定 .234.2 摩擦襯塊的磨損特性計算 .244.2.1 比能量耗散率 .244.2.2 比滑磨功 .254.3 盤式制動器制動力矩的計算 .26第五章 盤中鼓制動器現(xiàn)狀與未來 295.1 盤式制動器取代鼓式原因 .295.2 鼓式制動器現(xiàn)狀 .305.3 DIH 盤中鼓結(jié)構(gòu)設(shè)計原因 .305.4 盤中鼓式制動器未來 .315.5 盤中鼓需要發(fā)展的方向 .33第六章 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 346.1 制動盤 .346.2 制動鉗 .356.3 制動塊 .356.4 摩擦材料 .356.5 制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機構(gòu) .36第七章 制動性能分析。 387.1 制動性能評價指標(biāo) .387.1.1 制動效能 .387.1.2 制動效能的恒定性 .397.1.3 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 .397.2 制動器制動力分配曲線分析 .40參考文獻 .421第一章 緒 論1.1制動系統(tǒng)的基本概念令正在運行的車輛速度降低以至于停車，或者當(dāng)進行下坡路段時可以用來穩(wěn)定車輛的行駛速度，也可以令停在道路上的車保持不動，將能夠完成如此相應(yīng)功能的部件就是我們常說的車輛制動器；在車上裝備一系列實現(xiàn)能夠完成制動這一個功能裝置，以便幫助駕駛員根據(jù)交通情況和路況做出相應(yīng)反應(yīng)與操作，這些對汽車進行外力可控的裝置系統(tǒng)被稱為制動系，而實現(xiàn)這功能的外力就是我們說的制動力。將那些令正在前進中的汽車速度下降或者停車的系統(tǒng)稱為行車制動；令靜止的汽車靜止在最開始停車的位置的制動系就是駐車制動。這兩種制動系是一輛汽車所必須裝備的，用以保證實現(xiàn)汽車的行駛安全性與駐車穩(wěn)定性。圖 1.1 汽車制動系組成2所有的制動系都應(yīng)當(dāng)具有以下四個部分（如圖 1.1 所示）：供能裝置：包括供給、調(diào)節(jié)能量及改善介質(zhì)狀態(tài)。控制裝置：產(chǎn)生制動力和控制效果的一種部件。傳動裝置：向制動器的相應(yīng)部分進行能量傳遞的。制動器：產(chǎn)生阻礙汽車運動及運動趨勢的相關(guān)汽車工作組件，也包括輔助制動的緩速裝置。按制動能源分類可分為：以駕駛員作為制動源的人力制動系；全部靠汽車引擎所產(chǎn)生的動力轉(zhuǎn)化為氣壓或液壓能為以完成制動就被稱為動力制動系，其制動源是發(fā)動機驅(qū)動的空氣壓縮機或油泵；兼用人力與汽車引擎動力來實現(xiàn)車輛制動的制動系稱為伺服制動系。駐車制動一般采用人力式或動力式。對汽車制動進行相關(guān)評價也是汽車安全性的關(guān)鍵部分，通常制動也是車輛整體的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)單元。如今汽車業(yè)十分發(fā)達，人們對汽車的性能要求也在不斷提高。一套安全、環(huán)保、經(jīng)濟的制動系可以很大幅度的提高汽車性能，這也是設(shè)計人員不斷完善的目標(biāo)。1.2 制動系統(tǒng)發(fā)展史腓尼基人（又稱閃族人在黎巴嫩和敘利亞沿海一帶）已經(jīng)可以用簡單裝置來制動他們的戰(zhàn)車，并且在 18、19 世紀(jì)的馬車上利用的掛在鏈條上的制動閘瓦或楔塊來制動車輛。19 世紀(jì)末汽車制造才開始進入系統(tǒng)化。威廉邁巴赫把大部分時間花費于將內(nèi)燃機轉(zhuǎn)速從 180r/min 改進到到當(dāng)時可用的 600r/min。1885 年“賴特車”車速達到 12km/h。車輛傳動系統(tǒng)摩擦大，所以不用制動也能減速。在1902 年制動廠商考慮采用行之有效的純機械制動器包括蘭徹斯特的盤式制動器、路易斯雷諾的內(nèi)閘瓦式制動器、邁巴赫的外帶式制動器。機械操縱內(nèi)制動蹄式制動器利用使制動蹄從內(nèi)向外緊貼到制動鼓上的撐桿進行工作。由于其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，所以把低成本廉價的結(jié)構(gòu)類型稱為單作用制動器在一些輕型轎車的后輪制3動器應(yīng)用比較多。1.3 研究方向當(dāng)今社會，轎車采用盤式制動器、鼓式制動器和盤鼓相互組合形式。隨著盤式制動器的經(jīng)濟性提高與其性能的卓越性，而鼓式制動器雖然價格低廉但工作環(huán)境要求相對嚴格導(dǎo)致使用范圍正在不斷被吞噬。但是考慮到鼓式制動器作為后輪制動器時駐車制動簡單，然而盤式制動器為滿足這一功能更為復(fù)雜。如今中高型轎車由于價格較高要求性能優(yōu)越，其中大部分已經(jīng)采用前輪通風(fēng)盤式制動器后輪盤式制動器，一些大牌已經(jīng)率先采用四輪碟剎并且基本上普及了通風(fēng)盤式制動器這一種性能優(yōu)質(zhì)制動器。如今有兩大類后輪盤式制動器：盤中鼓式制動器即盤鼓結(jié)合式制動器 DIH 與供駐車制動用的輔助制動鉗即 DBA 盤式制動器浮盤式。當(dāng)今社會帶駐車制動功能的盤中鼓式盤式制動器縱然不是未來制動器發(fā)展的大體趨勢不過還是可以改觀現(xiàn)階段鼓式制動器面臨的危機。另外，現(xiàn)代汽車制動控制技術(shù)朝著電動控制發(fā)展，全部應(yīng)用電子控制系統(tǒng)的制動器存在相當(dāng)大的可用性與開發(fā)潛力，或?qū)⒋嬉郧澳切┑囊砸簤涸橹鞯目刂葡到y(tǒng)。而盤中鼓制動器由于行車完全采用盤式制動器不存在對制動鉗安裝多余裝置并保證了制動鉗體尺寸標(biāo)注與布置合理性，同時利用盤式制動器的中心鼓可以有效減少使用面積的浪費，鼓式制動器僅在駐車時候應(yīng)用不影響盤制動器故此性能可以保證。由于僅在駐車時使用完全符合汽車電控要求同時鼓式制動器采用機械式與電控式并不受影響，實現(xiàn)全車電控的目標(biāo)要求。但是由于在制動盤內(nèi)部，鼓式制動器工作條件更加惡劣，制動鼓受制動盤尺寸所限制因此制動鼓的設(shè)計尤為困難與要求。這是盤中鼓的一大困難。1.4 課題主要內(nèi)容：題目簡介：后輪驅(qū)動；總長 4755mm，總寬 1795mm，軸距 2725mm；空載時質(zhì)心高 670mm，滿載時質(zhì)心高 635mm；前輪距 1560mm，后輪距 1560mm；整備質(zhì)量 1545kg，總質(zhì)量 1895kg；空載時前軸荷 896kg，后軸荷 649kg；滿載時前軸荷 985kg，后軸荷 910kg；發(fā)動機排量 2.5L，最大功率 124kw/6000r/min，最大4轉(zhuǎn)矩 226 N·m /4000r/min；最高車速：210km/h；后輪胎 205/60 R16。依據(jù)提供的轎車的技術(shù)參數(shù)及性能參數(shù)，同時全面考慮制動器的應(yīng)用條件，不難得出以下設(shè)計要求：1）具有足夠的制動效能。2）工作可靠。3）無論汽車在任意速度下制動，汽車均不發(fā)生喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。4）防止水和污泥污染侵蝕制動器工作表面。5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。7）制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲盡可能小，盡量避免散發(fā)出對人體有危害的石棉纖維等物質(zhì)，減少公害。8）作用滯后性應(yīng)盡可能好。9）摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命。10）摩擦副磨損后，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整容易，最好設(shè)置自動調(diào)整。11）當(dāng)制動驅(qū)動裝置的元件發(fā)生故障并使基本功能遭到破壞時，汽車制動系應(yīng)有音響或光信號報警等提示。 1.5 課題研究方案：1）制動器的結(jié)構(gòu)方案的選取和相關(guān)設(shè)計。分析 7250 型車制動器的設(shè)計要求，通過對比、校核驗算以及參考相應(yīng)說明，挑選出符合標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)方案。2）對制動器主要參數(shù)篩選并選取其中適當(dāng)?shù)臄?shù)據(jù)。選擇制動力、最大制動力矩、制動力分配系數(shù)、制動強度等。3）制動器的設(shè)計和計算。同時按照設(shè)計方案與參數(shù)來進行有關(guān)制動器制動因數(shù)設(shè)計計算、摩擦襯塊的磨損特性分析等4）對后輪制動器的主要零部件的設(shè)計計算5第二章 制動器的結(jié)構(gòu)形式選擇2.1 盤式制動器結(jié)構(gòu)形式盤式制動器按摩擦片定位件安裝位置不同可分為全盤式和鉗盤式兩類。（1）鉗盤式鉗盤式制動器按照其制動鉗結(jié)構(gòu)型式不同又有定鉗盤式與浮鉗盤式之分。定鉗盤式制動器：制動鉗不隨著車輪轉(zhuǎn)動而隨動，通過連接件將制動盤與車輪相互裝配并在保證鉗體可以自由轉(zhuǎn)動不受到開口槽限制產(chǎn)生干涉。這一方案所具有優(yōu)點：只有活塞與制動塊是滑動件，便于保證制動鉗剛度；結(jié)構(gòu)及加工工藝簡單，實現(xiàn)從鼓式到盤式的變換更加平滑過渡；符合多回路的要求。浮動盤式制動器：浮動式制動器的鉗體是相對浮動的。其浮動結(jié)構(gòu)有兩種，一種是鉗體可以進行平行滑動；另一種是制動鉗體繞著支承銷進行擺動。所以有滑動與擺動這一分別，滑動應(yīng)用較為廣泛。所具有的優(yōu)點：因為在制動盤的內(nèi)側(cè)裝有制動輪缸，可以降低其軸向尺寸，將會使制動器更加接近輪轂；無橫跨制動盤的油路或油管，液壓缸發(fā)生氣化的可能性降低同時其相對好的冷卻條件也是不可缺少的要素。（2）全盤式全盤式制動器的摩擦旋轉(zhuǎn)件與固定零件均采用圓盤這一形式，工作過程中制動器摩擦面與制動盤相互接觸，其工作原理與摩擦式離合器相似。但由于散熱條件不好，所以如今的應(yīng)用并不廣泛。2.2 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式簡介鼓式制動器是最早開始使用的制動器結(jié)構(gòu)形式。鼓式制動器結(jié)構(gòu)型式又分為內(nèi)張式和外束式兩類。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是圓弧形摩擦制動蹄，固定在制動底板，而制動底板與后驅(qū)動橋的橋殼中半袖套管的凸緣相互連接緊固，其制動鼓為旋轉(zhuǎn)的摩擦件。外束式鼓式制動器其固定摩擦元件是小剛度制動帶，旋轉(zhuǎn)摩擦件為制動鼓，工作時鼓的外表面與制動帶的外圓弧面相互接觸產(chǎn)生一個阻礙運動的摩擦力矩并與制動鼓產(chǎn)生相應(yīng)制動作用，因此也常常叫其6為帶式制動器。圖 2.1 鼓式制動器簡圖（1）領(lǐng)從蹄式制動器如果汽車行駛時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向如圖 2.1 里所示，則制動蹄 1 為領(lǐng)蹄，制動蹄 2 為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向?qū)喾崔D(zhuǎn)動，所以導(dǎo)致領(lǐng)蹄與從蹄作用相互對調(diào)。領(lǐng)從蹄式制動器的效能及制動穩(wěn)定性都處于各類制動器的中間位置，由于汽車行駛中與倒車停車時制動性能基本無太大改變，且結(jié)構(gòu)相對其他鼓式制動器并不復(fù)雜同時造價低廉，使駐車制動機構(gòu)安裝布置相對容易，所以被廣泛應(yīng)用于中、重型貨車的車輪制動器及部分小型汽車的后輪制動器。（2）雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)汽車行駛時兩制動蹄都是領(lǐng)蹄的制動器，就稱作雙領(lǐng)蹄式制動器。必然在汽車倒車時制動器的兩個制動蹄都轉(zhuǎn)換為從蹄。因此又可叫做單向雙領(lǐng)蹄式7制動器。雙領(lǐng)蹄式制動器在行駛中擁有較高的制動效能，當(dāng)進行倒車時則會使制動效能大幅度下降。（3）雙向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)制動鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時，制動器的制動蹄都會有領(lǐng)蹄作用的制動器也就是常說的雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。雙向雙領(lǐng)蹄式制動器在汽車行駛與倒車時制動性能基本上無太多變化。 （4）單向增力式制動器單向增力式制動器就如同圖 2.1 在下端用頂桿使兩個制動蹄片相配合，第二制動蹄在支撐銷作用下將制動蹄固定在制動底板上。單向增力式制動器在汽車行駛時可以保證在相對較好制動效能區(qū)間內(nèi)實現(xiàn)制動，不過當(dāng)汽車掛倒檔時期間，就會導(dǎo)致制動效能變?yōu)樽畈睢＃?） 雙向增力式制動器將單向增力式制動器的制動輪缸改用雙作用式輪缸代替，同時將用來實現(xiàn)支承功能的支承銷也改為雙蹄共用式，改裝后就是雙向增力式制動器。無論汽車在行駛中制動或倒車停車時進行制動均為增力式制動器。盤式制動器的主要缺點：（1） 難以徹底防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外） 。（2） 兼作駐車制動器時，需附加的手驅(qū)動機構(gòu)復(fù)雜。（3） 在制動驅(qū)動機構(gòu)中須裝有助力器。（4） 因為襯塊工作表面小，磨損過快，導(dǎo)致使用壽命下降，需用高材質(zhì)的襯塊。2.3 7250 型轎車制動器結(jié)構(gòu)的最終確定制動通俗來說就是通過摩擦力做功將汽車的動能轉(zhuǎn)換為熱能消耗掉，使汽車喪失動力而被迫停下來。由此可知，散熱性能的好壞直接對制動系性能有很大影響。如果經(jīng)常處于高溫下工作就會對能量轉(zhuǎn)換過程產(chǎn)生負面影響，造成制動器性能的下降。如何解決散熱問題，對于改進汽車的制動性能是十分關(guān)鍵的。現(xiàn)代汽車的車輪除了應(yīng)用鋁合金車圈降低溫升外，還傾向于盤式制動器這一個8散熱性能良好的制動器。當(dāng)然，盤式制動器也具有一定缺陷。而鼓式制動器價格相對于盤式制動器來說較為經(jīng)濟。在制動過程中，由于汽車行駛慣性后輪的負荷通常占總負荷的40%50%，因此后輪制動力相對于前輪來說要略小。轎車制造廠家為了提高利潤增大經(jīng)濟性，用前輪盤式制動后輪鼓式制動的方式進行裝配。伴隨車速提高與要求的不斷提升，最近采用四輪碟剎的轎車數(shù)量正在逐步提升，尤其是中高端轎車，都裝配前后輪均為盤式行車制動或汽車前車輪采用通風(fēng)盤式。經(jīng)過分析考慮轎車后輪采用浮動鉗盤式制動器。后輪采用普通實心盤，并且在后輪上設(shè)置純機械式的鼓式制動器以實現(xiàn)駐車制動，并保證盤式制動器的應(yīng)用性能不受到影響。9第三章 制動器主要參數(shù)選擇盤式制動器設(shè)計流程通常為：根據(jù)所給數(shù)據(jù)查閱設(shè)計要求，根據(jù)行業(yè)信息對整車參數(shù)進行確定。在制動器結(jié)構(gòu)型式及整車參數(shù)選取確定之后，依靠已有參數(shù)并借鑒同類型汽車的后輪制動器，初選制動器主要參數(shù)，依據(jù)參數(shù)進行制動器的初步設(shè)計；制動力矩與磨損性能的設(shè)計計算與驗證計算合理性，要求進行相應(yīng)的數(shù)據(jù)對比設(shè)計分析，直到與設(shè)計要求相比合理才算是計算合理。下一步根據(jù)驗算結(jié)果，對初選的參數(shù)進行相應(yīng)修正，直到所有性能參數(shù)均可以滿足標(biāo)準(zhǔn)；最后進行制動器各部分相應(yīng)結(jié)構(gòu)參數(shù)分析與相應(yīng)設(shè)計。1.尺寸參數(shù)：長度：4755mm； 寬度：1795mm； 高度：1450mm 軸距：2725mm ；前輪距：1560mm ； 后輪距：1560質(zhì)心高度：空載 670mm ； 滿載 635m質(zhì)心到前軸的距離：空載 1145 ； 滿載 1308質(zhì)心到后軸的距離：空載 1580 ； 滿載 14172.質(zhì)量參數(shù)：整車整備質(zhì)量：1545kg ； 總質(zhì)量：1895kg ；前軸載荷：空載 896kg 滿載 985kg后軸載荷：空載 649kg 滿載 910kg3.性能參數(shù)發(fā)動機排量：2.5L；最大功率：124kw/6000r/min最大轉(zhuǎn)矩：226 N*m /4000r/min最高車速：210km/h。輪胎有效半徑：326mm3.1 制動力與制動力分配系數(shù)10汽車制動時，可以忽略路面對車輪的滾動阻力矩和回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則在任何角速度 下力矩平衡方程為0(3.1)0eBfrFT式中： 對輪胎的制動力矩也就是摩擦力矩,旋轉(zhuǎn)方向與車輪相反，N ·m fT；作用于車輪上的制動力即摩擦力，即地面制動力，與汽車行駛方BF向相反，N ；車輪有效半徑，m 。er假設(shè)當(dāng)時車速 ，汽車停止時速度 。剎車距離smhkV/2./800TV。由， s16avt2得 NFsB352/6.172由前后輪分配可知：(設(shè) )09一個后輪 NFB 5169%)691(*352*212 因此，由公式（3.1）求得 mrFTeBf 8令 (3.2) 這個被稱為制動器制動力，是克服制動effr器摩擦力矩所要的力，也叫做制動周緣力。 和 的方向相反，當(dāng)車輪Bf時，二者大小也相等。 取決于制動器的結(jié)構(gòu)尺寸、布置型式、有效半0fF徑及摩擦副之間的摩擦系數(shù)等，和踏板力成正比關(guān)系。若增大踏板力則 也隨fT之變大，同時 和 都將隨之增大。不過由于地面制動力 受到附著條件相fB BF應(yīng)關(guān)系的限制，其大小不能超過附著力 ，即F(3.3) ZFB11(3.4) ZFBmax式中： 輪胎與地面間的附著系數(shù)； 地面對車輪的法向反力。當(dāng)制動器制動力 和地面制動力 達到附著力 這個值時，車輪就將抱f BF死并在地面滑移。此后制動力矩 即體現(xiàn)靜摩擦力矩，而fTeffrT/圖 3.1 制動力與踏板力 的關(guān)系PF圖 3.2 制動時的汽車受力圖當(dāng)制動時達到 =0 以后，地面制動力 達到附著力 值后就將無法實BF現(xiàn)繼續(xù)增長，而制動器制動力 隨踏板力 的增大將會伴隨摩擦力矩 提高fP fT而逐步增加（圖 3.1） 。車輛整體在制動時受力分析圖（圖 3.2） ，并考慮制動時產(chǎn)生軸荷轉(zhuǎn)移，地面對后軸車輪的法向反力 為2Z(3.5)(12dtughLGZ式中：G汽車所受重力；L汽車軸距；12汽車質(zhì)心離前軸距離；1L汽車質(zhì)心高度； ghg重力加速度；汽車制動減速度。dtu算得 NZ5872汽車總的地面制動 (3.6)GqdtugFBB21式中： （ ） 制動強度，稱為比減速度或比制動力；qgdtu前后軸車輪的地面制動力。12,BF由式（3.5） 、式（3.6）求得前、后軸車輪附著力 )()( 112 ggBqhLGLhG（3.7）在這里附著系數(shù) ，不難求得 4114N0.72F上式表明：汽車在附著系數(shù) 的路面上剎車時，汽車附著力也就是極限制動力并非是固定不變，而是一個關(guān)于制動強度 與制動力 的函數(shù)。在車輪制qBF動力足夠大時，由于前、后軸荷分配、道路附著系數(shù)和坡度影響；前、后輪制動器制動力的分配等給各類因素，制動過程會有如下三種不同工況，即(1)前輪先抱死拖滑，后輪后抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，前輪后抱死拖滑；(3)前、后車輪同時抱死。第（3）種這種條件下附著條件利用得最高。由式(3.6)、式(3.7)得在隨意的附著系數(shù) 的路面行駛，前、后車輪同時抱死的條件是：GFFBff 2121(3.8)/()(/ 12121 ggff hL13式中： 前輪的制動器制動力， ；1fF111ZFBf后輪的制動器制動力， ；2f 222f前輪的地面制動力；1B后輪的地面制動力；2F地面對前、后輪的法向反力；ZG汽車重力；質(zhì)心離前、后軸距離；2L質(zhì)心高度。gh由式(3.8)知前、后車輪一起抱死時，前、后輪制動器的制動力 ， 是1fF2f一個關(guān)于 的函數(shù)。將(3.8)中 消去可以得到后輪制動力(3.9)2(421112 fgfggf hGLFLhGF式中： L汽車的軸距。圖 3.3 某汽車的 I 曲線和 曲線畫出 ， 為坐標(biāo)的曲線，也就是理想的前、后輪制動器制動力分配曲1fF2f線，也就是我們常說的 I 曲線，圖 3. 3。若車輛前、后制動器的制動力 ，1fF按 I 曲線的分配，那么可以保證汽車無論在何種附著系數(shù) 的路面上剎車時，2f 均可以實現(xiàn)前、后車輪同時抱死。目前大多數(shù)兩軸式汽車的前、后制動器制動14力之比是一個定值，將前制動的制動力 與全部制動器的總制動力 之比來1fFfF體現(xiàn)分配的比例系數(shù)，也就是制動器制動力分配系數(shù) ： 211fff（3.10）在附著條件限定范圍內(nèi)，地面制動力等于相應(yīng)的制動周緣力，故 通常稱為制動力分配系數(shù)。在 7250 型轎車設(shè)計過程中：由式（3.8）； ; NZFBf 890111 NZFBf 412222 68.0211fffffF3.2 同步附著系數(shù)由式(3.10)可表達為 (3.11)112ffF在圖 3.3 中一條通過坐標(biāo)原點而且斜率是(1- )/ 的直線，這就是汽車實際前、后制動器制動力分配線，也就是 線。圖中 線與 I 曲線交于 B 點， B點處的附著系數(shù) = ,此時 為該汽車的同步附著系數(shù)。00汽車的同步附著系數(shù)是車輛制動性能的一個主要參考數(shù)據(jù)，由車輛結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。不受道路條件控制的，這在汽車出廠時就已經(jīng)確定無法隨意更改。同步附著系數(shù)的設(shè)計公式是： 。 求出本設(shè)計中汽車的 ghL2069.0對于前、后制動器制動力為某一個確定數(shù)值的汽車，只有當(dāng)行駛在附著系數(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(dāng)汽車在0不同 值的路面上剎車時，就會有如下情況發(fā)生： 15(1)當(dāng) ， 線位于 I 曲線上方，汽車剎車時基本上是后輪先拖滑，容易出0現(xiàn)后軸側(cè)滑失去方向穩(wěn)定性是一種十分危險的工況。(3)當(dāng) ，制動時汽車前、后輪同時抱死，是穩(wěn)定工況，當(dāng)然也將會喪失0轉(zhuǎn)向能力。為了預(yù)防汽車的前輪喪失轉(zhuǎn)向能力與后輪抱死側(cè)滑，我們設(shè)計過程中盡量保證在車輛剎車時，即剛剛要出現(xiàn)車輪抱死但還不存在任何車輪抱死時的汽車制動減速度，這也就是這車有可能產(chǎn)生的最高制動減速度。實驗證明，汽車在同步附著系數(shù) 的路面上行駛并剎車( 前、后車輪同時抱死 )前提下，其制動減0速度為 ，即 ，q 為制動強度。當(dāng)行駛在非同步附著系數(shù)g *qdu0t 0的路面上，滿足前輪或后輪即將抱死時的制動強度 q 時的 q 和 的變化于什么有關(guān)。 根據(jù)所定的同步附著系000數(shù) ，由式（3.10）及式（ 3.11）得 Lhg02（3.13）Lhg01進而求得 qhLGqFgB)(021 （3.14）GqFgB )()()1( 012（3.15）當(dāng) = 時： ， ，故 ，此時011B22B NB38q= ； =1。17當(dāng) 時：或許得到的最大總制動力受到后輪剛剛抱死的條件限制，即0。由式（3.6） 、式（3.7） 、式（3.13）和式（3.15）得22FBgBhLGF)(01（3.19）ghq)(01（3.20）ghL)(01（3.21）畢業(yè)設(shè)計計算過程里的 值是確定不變的，其 值應(yīng)當(dāng)小于遇到的最大附0著系數(shù)，這樣可以保證在平常工作的附著系數(shù)范圍內(nèi) 不致過低。在 的良0好路面上突然剎車時，基本上都是后輪先抱死。3.4 制動器最大制動力矩18為使汽車擁有更好的制動效能和優(yōu)秀的穩(wěn)定性，所以需要正確無誤地進行前，后輪制動器的制動力矩設(shè)計。最大制動力是當(dāng)汽車附著條件被完全利用的前提下取得的，此刻制動力同陸地作用在車輪的法向力 , 成正比。由(3.8)可知，一般轎車前、后車輪附1Z2著力同時完美實現(xiàn)功能，換句話說前、后輪同時抱死時的制動力之比為 16.201221 gf hLF式中： , 汽車質(zhì)心離前、后軸距離;1L2同步附著系數(shù)；0汽車質(zhì)心高度。gh制動器工作過程中創(chuàng)造的制動力矩是受到車輪的驗算力矩所限制，即； effrFT11effrFT22式中： 前軸制動器的制動力， ；1fF1Zf后軸制動器的制動力， ；2f 2f作用于前軸車輪上的地面法向反力；作用于后軸車輪上的地面法向反力；2Z車輪有效半徑。er相對于工作在道路條件惡劣、低速行駛車輛不得不選取小的同步附著系數(shù)，為了保證其能在 的條件相對優(yōu)質(zhì)的路面上（例如 =0.69）實現(xiàn)剎車00過程中后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度 ） ，前、后軸制動器能擁q有最大制動力矩為： mNrhLGrZTegef 2847)(21*max Tff 19maxax12對于選取同步附著系數(shù) 值略大的汽車，從制動穩(wěn)定性這一點考慮，來設(shè)019計各軸的最大制動力矩。當(dāng) 時，此時所對應(yīng)極限制動強度 ，因此需0q要的前軸與后軸的最大制動力矩為(3.22)egf rqhLGT)(1max2(3.23)maxax21ff T設(shè)計依照于小的同步附著系數(shù) 值的車輛，確保在 的相對條件較好00的路面上（例如 =0.69）可以達到制動時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qegef rhLGrZT)(21max1 （3.24）maxmax12ffT（3.25）式中： 該車所能遇到的最大附著系數(shù)；制動強度，由式(4-20)確定；q車輪有效半徑。er一個車輪制動器的最大制動力矩為計算結(jié)果的二分之一。3.5 制動器因數(shù)式(3.1)提供了制動器因數(shù) BF 的計算公式，其代表了制動器效能，也就是制動器效能因數(shù)。從根本上來說是制動器在單位作用力或單位壓力輸入時所能輸出的力矩或力，對不同型式制動器的制動效能進行評估。制動器因數(shù)可按照為在剎車碟片的作用半徑上的摩擦力與輸入力之比， (3.26)PRTBFf式中： 制動器的摩擦力矩；fT20R制動鼓或制動盤的作用半徑；P輸入力，一般取施加在兩制動蹄的張開力的平均值為輸入力。其中鉗盤式制動器，兩側(cè)制動塊對剎車碟片的壓緊力均為 P，則剎車碟片在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2 P（ 為盤與f制動襯塊間的摩擦系數(shù)） 。因此可以求得該形式制動器的制動器因數(shù)為：(3.27)fPBF2式中：f 為摩擦系數(shù)，本設(shè)計中取 f=0.33；則 BF=0.663.6 駐車制動計算汽車在上坡路停車時的受力如圖 3.4 所示。由下圖可推導(dǎo)求出車輛在上坡停駐時后輪的附著力為： )sinco(12 gahLgmZ同樣可求出汽車在下坡時停車的后軸車輪的附著力為： )si(12 ga圖 3.4 汽車在上坡路上停車時的受力簡圖根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等這一個已知關(guān)系，可計算出汽車在上、下坡路段上駐車時的坡度極限傾角 ， ，即由sin)sico(1gmhLgmaga 21求得汽車在上坡時停車所能達到的極限坡路傾角為：ghL1arctn（3.28）在本設(shè)計中： '53218.6359.0271arctnarctn1 ghL汽車在下坡時可以停車的最大下坡路傾角為：(3.29)' 1arctngLh在本設(shè)計中： '716.6359.0278rtarct1 gL通常需要各種汽車的最大駐坡度不小于 ，所以滿足要求。6%:單獨駐車制動器的所能達到最大制動力矩為 mNrgmTeao 1282sin*3.7 鼓式制動器主要參數(shù)的確定鑒于 DIH 的傳統(tǒng)和可靠性要優(yōu)越于 BIR 新型的機械滾珠斜面式制動器，故此駐車由鼓式制動器來承擔(dān)。由于駐車制動情況特殊，工作條件簡單并且相對于行車制動工作環(huán)境要明顯好。因此完全采用全機械式自增力式鼓式制動器。鼓式制動器幾乎實現(xiàn)完全密閉同時駐車機構(gòu)簡單襯塊面積大，磨損較小等優(yōu)點，所以用鼓式制動器符合汽車駐車制動要求。不過由于該鼓式制動器受到盤式制動器尺寸限制無法安裝國檢標(biāo)準(zhǔn)進行加工，其制動器的制動鼓尺寸由制動盤內(nèi)鼓所決定。所以需要專門的一套標(biāo)準(zhǔn)進行設(shè)計。由于鼓式制動器只用于駐車制動所以進行需要進行手制動力的驗算校核。如圖 3.5 的駐車操縱過程中，當(dāng)車輪有向前方的滾動趨勢時，對制動蹄進行相應(yīng)的力學(xué)分析，不難得到如下計算22cff RNFlQ2232 1111 0)(由于 是制動蹄與制動鼓之間的摩擦系數(shù)，故 ，帶入,NFf fF方程組求得 與1f2f（3.30RRclQRclQFTff 32131)21 )(）通過對制動蹄杠桿受力分析，同時令 ，可得：12ll帶入上式，則可以得到：FQF)1(,211（3.31）RRlRlTcc 33 )(設(shè)施加在制動手柄上的駕駛員操縱力為 P，此時后輪制動器采用相同駐車制動機構(gòu)時制動驅(qū)動力 F 為： m21（3.32）其中 P-施加在制動手柄上的拉力，圖 3.5 駐車制動器簡圖（a）制動器簡圖 （b）受力分析23-駐車驅(qū)動機構(gòu)的總杠桿比-駐車時驅(qū)動機構(gòu)的效率，一般取m 8.06.0m將公式 32 帶入公式 31，使 不難得到駐車時制動操作桿所需要拉0T力應(yīng)不大于 500N 否則要調(diào)整總杠桿比 或者改變制動蹄杠桿 進行調(diào)節(jié)。該設(shè)計過程中已知數(shù)據(jù) 7.,35.0,90130,1,1577220,5.,2812320 lRlllcmNT求出 F=3438N,P=458N.由于 所以基本符合標(biāo)準(zhǔn)。NP5048第四章 制動器的設(shè)計4.1 盤式制動器主要參數(shù)的確定（1）制動盤直徑 D制動盤直徑 D 應(yīng)盡量選擇數(shù)值較大的數(shù)，這樣可以將制動盤的有效半徑擴大，同時也將減弱制動鉗所產(chǎn)生的制動力，降低摩擦襯塊的工作溫度和工作壓力，但是由于存在輪輞尺寸的相應(yīng)要求，制動盤直徑一般選取輪輞 7079為宜，需要注意當(dāng)整車質(zhì)量超過兩噸是計算應(yīng)取最大值。此次設(shè)計過程中： 取 D=310mmmDr 864.30.25*16%7624（2）制動盤厚度 h制動盤厚度 h 對制動盤整體重量和工作溫升有很大影響與限制。為了設(shè)計輕量化，制動盤厚度又不宜過大，但由于尺寸問題厚度又應(yīng)該取大些。制動盤一般制成實心的，但是為了散熱好，也可在制動盤的工作表面之間鑄出通風(fēng)孔。一般情況下，實心剎車碟片的厚度大約范圍在 10mm-20mm；通風(fēng)盤式制動盤的工作表面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20mm-50mm,采用 20mm-30mm較為廣泛。在本設(shè)計中：后制動盤采用實心盤，取厚度 h=15mm（3）摩擦襯塊內(nèi)半徑 與外半徑1R2建議摩擦襯塊外半徑 與內(nèi)半徑 的比值不大于 1.5.一旦二者比值偏大，21工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差將會變得較大，導(dǎo)致部分局部位置磨損嚴重，接觸面積縮小，最終將造成制動力矩波動頻繁。此次設(shè)計過程中：取=118mm, =155mm1R2（4）摩擦襯塊的工作面積 A 一般摩擦襯塊的單位面積占有汽車質(zhì)量在 區(qū)間內(nèi)進22/5.3/6.1cmkgckg行選取，如今考慮摩擦材料的更新?lián)Q代性能不斷改良，該范圍可以略微擴大些。鑒于這種類型的汽車在設(shè)計時多采用的是半金屬摩擦材料，該摩擦材料的摩擦系數(shù)要明顯優(yōu)于石棉材料。此次設(shè)計制動器襯塊的工作面積初步確定為 70 。2cm4.2 摩擦襯塊的磨損特性計算制動器摩擦襯片的磨損，與其摩擦副的制造材料、工作期間溫度變化、摩擦副加工表面粗糙度、制動壓力大小以及相對滑磨速度快慢等多種因素有關(guān)。不過試驗表明，摩擦表面的摩擦系數(shù)、工作溫度、制動時的壓力與制動器表面加工情況等是影響制動器襯片磨損的重要因素。汽車在制動過程中是將動能絕大部分變?yōu)闊崃坎⒉粩嗪谋M的過程。在制動強度巨大的緊急制動特殊情況下，制動器幾乎承載將汽車動力轉(zhuǎn)換為熱量并快速消耗的使命。如果短時間內(nèi)制動造成的大量熱能不能及時傳導(dǎo)到空氣中并被25消耗掉，這樣會導(dǎo)致制動器的溫度不斷升高。這就我們常說的制動器的能量負荷。負荷增加，則襯片(襯塊)工作強度就會越大這樣磨損就會越加嚴重。4.2.1 比能量耗散率制動器的能量負荷高低常以其比能量耗散率作為評定標(biāo)準(zhǔn)。比能量耗散率又稱為單位能量負荷，是單位面積的摩擦材料在一定時間內(nèi)消耗的能量的體現(xiàn)，其單位為 。2/mW一般轎車的單獨一個前輪制動器和單獨后輪制動器的比能量耗散率分別為)1(2*1122tAvea（4.1） jvt21汽車總質(zhì)量；am， 汽車制動初速度與末速度 ；計算轎車取1v2 sm/ smhkv/8.27/10制動時間 ；ts前、后制動器摩擦材料的摩擦面積（ ） ；21,A 225.64cA汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；制動減速度， ，計算時取 j=0.6g；j 2/sm制動力分配系數(shù)。當(dāng)急剎車也就是 時，并可近似地認為 ，則有02v1（4.2）)1(22tAmea把個參數(shù)值代入上式得26sjvt728.41 22212 /75.0)69.1(0378.4.195)( mWtAmea 比能量耗散率一旦過高則會造成襯片（襯塊）的急劇磨損，甚至比能量耗散率還有可能在一定概率下會導(dǎo)致制動鼓或制動盤的龜裂效應(yīng)。因此推薦取減速度 j=0.6g，制動初速度 ：轎車采用 100km/h，鼓式制動器的比能量耗散率以1v不高于 為宜。取同樣的 和 j 時，轎車的盤式制動器的比能量耗散2/8.1mW1v率建議不大于 較為適宜。式中 t 為 100Km/h 速度下的所需要的剎車2/0.6時間，其值為 。A1、A2 為前后制動器摩擦襯片的面積。 =0.69，求得s74 ，符合要求。2/5.e4.2.2 比滑磨功襯片磨損和產(chǎn)生熱量的相應(yīng)技術(shù)指標(biāo)也依靠在制動過程中制動器襯塊由最高制動速度到完全停止時單位襯塊面積上所產(chǎn)生的滑磨功，即比滑磨功 來體fL現(xiàn)：faf LAvmL2x（4.3）式中： 汽車總質(zhì)量，kg；am汽車最高制動車速，m/sxv車輛各制動器的摩擦襯塊材料的摩擦面積之和，A 2cm設(shè)計允許用比滑磨功，對轎車取fL2210/150/fJcmJc:可求得： 因為 1018 在規(guī)定范圍內(nèi)，滿足要求。2/87.*89mXLf 274.3 盤式制動器制動力矩的計算圖 4.1 盤式制動器的計算用圖盤式制動器的計算如圖 4.1 所示，若摩擦襯塊與制動盤接觸情況較好，同時所有工作接觸位置的壓力相對平均進行分配，則盤式制動器的制動力矩為（4.4）fNRTf2式中：f摩擦系數(shù)，取值 0.33；N一側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力R作用半徑，取為 133mm。