題目：國產某轎車制動系設計 畢業論文（設計）原創性聲明本人所呈交的畢業論文（設計）是我在導師的指導下進行的研究工作及取得的研究成果。據我所知，除文中已經注明引用的內容外，本論文（設計）不包含其他個人已經發表或撰寫過的研究成果。對本論文（設計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中作了明確說明并表示謝意。 作者簽名： 日期： 畢業論文（設計）授權使用說明本論文（設計）作者完全了解*學院有關保留、使用畢業論文（設計）的規定，學校有權保留論文（設計）并向相關部門送交論文（設計）的電子版和紙質版。有權將論文（設計）用于非贏利目的的少量復制并允許論文（設計）進入學校圖書館被查閱。學校可以公布論文（設計）的全部或部分內容。保密的論文（設計）在解密后適用本規定。 作者簽名： 指導教師簽名： 日期： 日期： 注 意 事 項1.設計（論文）的內容包括：1）封面（按教務處制定的標準封面格式制作）2）原創性聲明3）中文摘要（300字左右）、關鍵詞4）外文摘要、關鍵詞 5）目次頁（附件不統一編入）6）論文主體部分：引言（或緒論）、正文、結論7）參考文獻8）致謝9）附錄（對論文支持必要時）2.論文字數要求：理工類設計（論文）正文字數不少于1萬字（不包括圖紙、程序清單等），文科類論文正文字數不少于1.2萬字。3.附件包括：任務書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）。4.文字、圖表要求：1）文字通順，語言流暢，書寫字跡工整，打印字體及大小符合要求，無錯別字，不準請他人代寫2）工程設計類題目的圖紙，要求部分用尺規繪制，部分用計算機繪制，所有圖紙應符合國家技術標準規范。圖表整潔，布局合理，文字注釋必須使用工程字書寫，不準用徒手畫3）畢業論文須用a4單面打印，論文50頁以上的雙面打印4）圖表應繪制于無格子的頁面上5）軟件工程類課題應有程序清單，并提供電子文檔5.裝訂順序1）設計（論文）2）附件：按照任務書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）次序裝訂3）其它摘 要國內汽車市場迅速發展,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，而制動系統則是汽車主動安全的重要系統之一。汽車制動系使行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速保持穩定以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發揮其動力性能。本說明書主要介紹了一款國產轎車制動系統的設計。首先介紹了汽車制動系統的結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優缺點進行分析。最終確定方案采用液壓雙回路前盤后鼓式制動器。關鍵詞：制動、盤式制動器、鼓式制動器、設計參數、制動性能39abstract domestic automobile market developing quickly, however, with the increase of the auto possession, bring security is more and more attention, and brake system is the important car active safety system one. the brake is a moving car slow down or stop, make the downhill cars speed stability and make already in place of the car they offend (including in slope) stay fixed institution. with the rapid development of the highway speed and the improvement of traffic density and increases day by day, in order to guarantee safety, car brake system reliability of work appear increasingly important. also only brake performance is good, brake system reliable car and fully play its dynamic performance this manual mainly introduces the design of the car brake system flying across. first this paper reviewed the automobile braking system structure, classification, and through to the drum brake disc brake and the structure and the advantages and disadvantages are analyzed. ultimately determine the scheme adopts hydraulic double circuit with disk and drum brake system.key words: brake、disk brake 、drum brake、 design parameters、 braking performance目 錄第1章 緒論11.1 研究的目的和主要工作內容11.2 國內外制動系統技術概況及可行性方法1第2章 制動系統方案論證分析與選擇32.1 制動器形式方案分析及工作原理32.1.1 鼓式制動器32.2 盤式制動器與鼓式制動器優缺52.2.2 盤式制動器也存在一些不足之處：63.1 參考車型制動系相關主要參數數值73.2 制動力及制動力矩分配系數73.4 制動器制動力及制動力矩的計算123.5 制動強度和附著系數利用率123.6 制動器制動力分配曲線分析133.7 制動器制動因數143.7.1 前輪盤式制動效能因數14第四章 制動器結構參數154.1 后輪鼓式制動器參數154.1.1 制動鼓直徑154.1.2制動蹄摩擦襯片包角和寬度b164.1.3摩擦襯片起始角184.1.4 張力f 的作用線到制動器中心的距離a184.1.5制動蹄支承銷中心位置k 和c184.1.6 后輪鼓式制動器效能因數194.2 制動器主要結構元件設計194.2.1 制動鼓194.2.2 制動蹄204.2.3 制動底板204.2.4 制動蹄的支承銷204.2.5 制動輪缸214.2.6 摩擦材料214.3前輪盤式制動器主要結構參數214.3.1 制動盤直徑214.3.2 制動盤厚度h224.3.3摩擦襯塊外半徑與內半徑224.3.4 內通軸直徑224.3.5 摩擦襯塊工作面積a224.4 盤式制動器主要零部件的結構設計234.4.1 制動鉗234.4.2 制動塊234.4.3 摩擦材料23第五章 校核255.1 制動器磨損特性熱容量及溫升255.1.1 制動器磨損特性計算255.1.2 制動器的熱容量和溫升的核算265.2 盤式制動器制動力矩的校核275.3 制動性能分析計算以及校核295.3.1 制動性能評價指標295.3.2制動減速度和制動距離計算29第六章 液壓制動驅動機構的設計計算326.1前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算326.1.1前輪制動輪缸直徑326.1.2前輪制動輪缸工作容積的設計計算326.2 后輪制動器輪缸直徑與工作容積的設計計算336.2.1后輪制動輪缸直徑336.2.2 后輪制動輪缸工作容積336.3制動主缸與工作容積設計計算：346.3.1制動主缸應有的工作容積346.3.2主缸直徑和活塞行程s346.4制動踏板力與踏板行程356.4.1制動踏板力356.4.2制動踏板工作行程35第七章 結 論37致 謝38參考文獻39第1章 緒論1.1 研究的目的和主要工作內容 人的生命和財產安全與轎車的安全性能息息相關,而轎車安全性的一個重要衡量標準標準是轎車的制動性能。要保證轎車具有較高的制動性能前提是對車的制動系統進行可靠合理的設計。本文研究對象為某國產轎車的制動系統,對轎車的制動系統建立模型,并在符合國家法規要求的前提下,計算和設計轎車制動系統相關參數。主要工作內容包括以下幾個部分: (1)隊國內外目前制動系統設計技術研究狀況進行介紹, 對制動系統設計的工作的具體內容以及可行性方法闡述分析。(2)詳細的說明了制動系統的各個組成部分結構型式以及各個組成部分的基本工作原理。(3)對制動系統的功用進行了闡述同時對制動性能的評價方法進行了說明，闡述和歸納轎車制動系統設計要求并且對我國法規在轎車制動系方面的規定進行了說明。(4)對汽車的制動曲線，理想制動力分配，前、后軸的制動力，利用附著系數和斜坡停車制動器的制動轉矩和制動能力分析。(5)選取某一轎車為設計對象，對其制動系統進行了設計計算，并分析研究計算結果，然后為了達到使轎車制動力分配、制動時減速度及斜坡駐車能力完全符合我國法規要求的目的進行結構參數調整。 1.2 國內外制動系統技術概況及可行性方法 國外汽車工業上世紀70 年代就已進入自動化階段，優化設計、計算機數字仿真、可靠性設計等一系列現代話設計方法取代了傳統汽車設計方法。進入21世紀以來，我國大力進行高級別公路建設，因此，轎車的行駛速度在不斷提高，而且汽車保有量持續增加，所以現在對汽車特別是轎車制動性能的要求日趨嚴格。中國現行的汽車制動性能要求標準以及法規政策正逐漸與國際接軌。近年在汽車制動系統研究成果方面國內學者取得了豐碩的成果。 通常選取兩方面對轎車制動系統進行設計：首先是設計選取結構參數，其中包含確定制動力分配的過程；其次是預測分析整車制動性能。布置多樣、結構復雜、零部件多、計算方法差異大等是轎車制動系統特點，這些特點導致進行制動系統設計要做大量工作。手工操作在傳統的設計工作中是主要方式，為了使制動性能結果達到理想的效果，一般調整修改、試算的工作要進行多次，經過繁瑣的工作最終才能得出與設計初衷相近的設計方案，然后還需要進行樣車制動試驗，再分析其主要參數和性能判別結果是否滿足要求。然而現在借助計算機進行設計工作，可以在最開始分析汽車制動性能、重要相關參數，這樣既能保證數據的準確性而且工作簡便迅捷，此外還能建立汽車制動過程中力以及穩定性的數學模型，模擬實際制動過程。因此對于提高設計效率、提高工作結果的可視性、縮短新產品開發周期，特別是在提高整車制動性能方面計算機工具具有非常重的要意義。第2章 制動系統方案論證分析與選擇2.1 制動器形式方案分析及工作原理幾乎所有汽車都使用機械摩擦式制動器，這種制動器的工作原理是利用固定元件與旋轉元件工作表面間的相互摩擦產生的制動力矩將動能轉化為熱能從而使汽車減速。按其旋轉元件的形狀差異摩擦式制動器被分為鼓式和盤式兩種。使行駛中的轎車減速或停車，使轎車下坡時車速保持穩定以及使轎車在原地（包括在上下坡上時）駐留不動是制動系統的基本功用。2.1.1 鼓式制動器如圖21鼓式制動器工作原理圖所示。現對其結構及工作原理進行闡釋。由圖 2-1 可以看出，金屬制動鼓 8 的內圓柱面是其工作表面，它隨車輪轉動，因為它被固定在車輪的輪轂上。制動底板 11與車身相固結，所以是固定不動的。有兩個支承銷12安裝在制動底板上，兩個弧形制動蹄 10 的下端與支承銷連接，由支撐銷支承著。摩擦片 9被安裝在制動蹄兩側外圓柱面上。制動輪缸 6 用油管 5 與制動主缸 4 連通，制動輪缸裝在制動底板上，制動主缸安裝在車架上，所以兩者之間位置相對固定。駕駛員通過踩踏制動踏板1，制動力經由主缸活塞 3與推桿 2 相作用到主缸上繼而傳遞到制動器上。 圖 2-1 鼓式制動器工作原理示意圖1.制動力踏板 2.推桿 3.主缸活塞 4.制動主缸 5.液壓油管 6.鼓式制動器制動輪缸 7.輪缸活塞 8.制動鼓 9.外側摩擦片 10.制動蹄片 11.制動底板 12.支承銷 13.制動蹄回位彈簧為了不影響與制動鼓固定的車輪的自由旋轉，在制動系不工作時，要求制動鼓的工作表面與制動蹄的外圓柱面間存在一定間隙，。當制動時，制動踏板 1被駕駛員踩下，推桿 2 推動主缸活塞 3，制動主缸 4 內的制動液被強制壓入制動輪缸 6內，之后制動蹄被輪缸活塞推動繞支撐銷轉動，從而制動鼓8的內表面與摩擦片的工作表面相互接觸。之后，一個摩擦力矩在制動蹄10與相對其轉著的制動鼓8之間產生。制動鼓與車輪固結，所以這個摩擦力矩同樣作用在車輪上，車輪和地面間存在附著作用，地面受到車輪一個向前的邊緣力，同時車輪也受到地面對其產生的一個向后的反作用力，即制動力。通過車輪、車橋等將制動力傳給車架和車身，從而汽車產生一定的減速度，即制動系統發揮了作用。當松開制動踏板時，制動蹄被回位彈簧13拉回原位，制動蹄與制動鼓之間產生間隙，摩擦力矩消失，同時地面與車輪之間的制動力也不再存在，即制動作用終止。2.1.2 盤式制動器 盤式可分為全盤式和鉗盤式，分類依據是制動器摩擦片面積的不同。而根據固定元件的差異，鉗盤式制動器又可分為定鉗盤式和浮鉗盤式兩種。盤式制動器的各主要部件是制動盤、油缸、制動鉗、油管等。這種制動器的摩擦副是旋轉工作的制動盤的端面和固定在車架上的制動塊構成。制動塊由摩擦材料與其金屬底板組和而成，制動塊及其張緊裝置裝在制動鉗中，制動鉗橫跨制動盤兩側。固定在車輪上的制動盤隨車輪轉動。油缸固定在制動器底版上，制動鉗上有兩個摩擦片，它們分別裝在制動盤的兩側。油管輸來的液壓作用壓迫油缸的活塞，從而使摩擦片向制動盤運動，最終相接觸而發生摩擦制動。圖 2-2 鉗盤式制動器示意圖1.制動盤 2.制動鉗 3.活塞 4.油缸 5.油管 6.導向銷7.車橋2.2 盤式制動器與鼓式制動器優缺2.2.1 盤式制動器的優點： (1)熱穩定性好。摩擦助勢作用在制動盤與摩擦襯塊間不存在，因而摩擦因數對制動器效能穩定性的影響幾乎可以忽略；此外，摩擦襯塊的尺寸不大，產生的熱量可以迅速排出。(2)水穩定性好。制動襯塊作用在制動盤兩側較大的壓力，能夠使上面的水很快排出，同時制動盤高速旋轉產生的離心力可以將水甩出，另外襯塊可以經過一兩次制動即可將制動盤上的水擦拭干凈。(3) 相同結構尺寸和質量的制動器，盤式比鼓式的可以輸出更大的制動力矩。(4) 制動盤在液壓缸作用力方向上的熱膨脹量很小，制動器間隙沒有明顯變化，制動穩定性好。(5) 間隙自動調整裝置設計簡便，易于修理更換。(6) 制動穩定性好：制動過程中制動力矩的增長較緩，無增力作用，能保證較高的制動穩定性。(7) 汽車前進或者倒退對制動力矩沒有影響。(8) 可以提高制動系統的可靠性與安全性，因為盤式制動器可以組成多回路制動系統，因而車輪制動平穩。(9) 磨損報警器檢測量可以較直觀準確的測得，故磨損過度時可以及時發現。2.2.2 盤式制動器也存在一些不足之處：(1) 塵污和銹蝕問題是大部分盤式制動器難以解決的問題。(2) 若后輪采用盤式制動器，駐車制動器要增加相當復雜的傳動機構才可使用。(3) 需要安裝液壓伺服系統來提供額外的壓力，來彌補盤式制動器無自增力，制動效能低的缺陷。 現在的轎車，多數采用四輪全盤式制動器，但是駐車制動若不是采用中央制動系統，在后輪的盤式制動器中要加裝一個小的鼓式制動器（dih,韓國車和日本車采用較多），用來提供駐車制動力。此外貨車和一部分低端轎車仍然采用鼓式制動器，故鼓式制動器的設計仍然具有研究價值。 第三章 制動系統主要參數及其設計計算 3.1 參考車型制動系相關主要參數數值 本設計選取的某國產轎車其前后軸采用的分別是浮鉗盤式制動器和領從蹄鼓式制動器。整車質量： 空載： 1210kg 滿載： 1660 kg質心位置： 滿載 =1.356 m空載=1.4m質心高度： 空載：=0.9m 滿載：=0.8m 軸 距： l=2.656m 輪 距: 輪 距 1.414/1.422 m（前/后）車輪工作半徑：390mm 輪轂尺寸： 6j x 14輪 胎： 195/60 r143.2 制動力及制動力矩分配系數由汽車理論可知：汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角度0的車輪，其力矩平衡方程為-=0 式中： 制動器的摩擦力矩，是作用在車輪上的由制動器施加的制動力矩，與車輪旋轉方向相反， 輪胎之間與地面的摩擦力，地面施加給車輪的制動力，又稱地面制動力，與汽車行駛方向相反，n； 車輪有效半徑，m。 = 為制動器產生的制動力，它是動器摩擦力矩作用在輪胎周緣所產生的力，因此又稱為制動周緣力。方向與地面制動力的方向相反，當車輪角速度0時，與相等，且的大小與其他因素無關，僅由制動器結構參數決定。即制動器結構形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數及車輪半徑等決定著，并與制動系的液壓壓力成正比。當踏板力增加是也增大，和同樣隨之增大。但路面附著條件限制著地面制動力不能一直增加，不可能大于附著力，即 =z 或 = z 其中 地面與輪胎之間的附著系數； z 地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力和地面制動力直線增加，當它們的值等于附著力值時，車輪會抱死拖滑，不再滾動。抱死之后制動力矩即不再變化，表現為靜摩擦力矩，而=/與相平衡，作為周緣力的極限值阻止車輪再旋轉。當制動到車輪角速度=0以后，地面制動力就不再增大，而由于踏板力增大使得制動器制動力繼續上升（如圖圖3.1所示）。圖 3.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系在汽車制動過程中，對整車進行受力分析，考慮到在制動時的軸荷略有轉移，求得地面對前、后軸輪的法向反力,為： z1= z2= 式中：g 汽車所受重力，n； l 汽車軸距，mm； 汽車質心離前軸距離，mm； 汽車質心離后軸距離，mm； 汽車質心高度，mm； 附著系數。取一定值附著系數=0.6；所以在空，滿載時可得前后制動反力z為以下數值 滿載時：前輪 =11245.5n 后輪 =5022.5n 空載時：前輪 =8464.9n 后輪 =3393.1n以上求得的法向反力結果如表3.1所示 表3.1 汽車前后軸法向反力車輛工況前軸法向反力，n后軸法向反力,n汽車空載8464.93393.1汽車滿載11245.55022.5 汽車總的地面制動力為 = 式中q= 制動強度，亦稱比減速度或比制動力；考慮到制動強度q=0.35以下的制動次數占總制動次數的90%以上，為安全考慮此處取制動強度q=0.5 前后軸車輪所受的地面制動力。 故可推到出前后車輪附著力即地面最大制動力為 由已知條件可得得前、后軸車輪附著力為故 滿載時：前輪 =6453.3n 后輪 =3307.5n 空載時：前輪 =4955.7n 后輪 =1891n 以上求得的前、后軸車輪附著力結果如表3.2所示 3.2 前、后軸車輪附著力車輛工況前軸車輪附著力，n后軸車輪附著力,n汽車空載4955.71891汽車滿載6453.33307.5表 可得分配系數= 滿載時： 滿載時： =0.69 空載時： =0.73在沒有超出地面附著條件的前提下，地面制動力大小等于制動周緣力的大小，因此又稱為制動力分配系數。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應采用結構簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應加裝abs防抱死制動系統。 3.3 同步附著系數分析(1)當時：制動過程中只有前輪抱死或前輪先抱死，汽車基本上沿直線減速停車，這是一種穩定工況，但轉向能力喪失了；(2)當時：制動過程中總是后輪比前輪先抱死，這時后軸容易發生側滑而導致汽車失去方向穩定性；(3)當時：汽車前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，但同樣喪失了轉向能力。研究表明，當汽車在同步附著系數為的路面上進行制動時，其產生的制動減速度為，為制動強度。前后制動器制動力分別等于各自的附著力，且它們的和等于附著力。而在路面附著系數不是的路面上制動時，在前輪或后輪快要抱死時，制動強度，這說明了只有在的路面上，才可充分利用地面的附著條件。取一附著系數值=0.63.4 制動器制動力及制動力矩的計算在忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩的條件下汽車達到最佳制動效果是所需的后軸和前軸的最大制動力矩為： 前軸最大制動力矩： 輪胎有效滾動半徑： re=19560%+(1425.4)/2=0.3m 后軸最大制動力矩： 即： 前輪雙輪制動力 后輪雙輪制動力 =0.3m -車輪有效半徑 -該設計車輛所能遇到的最大附著系數 = 0.758 -汽車制動器制動力分配系數 3.5 制動強度和附著系數利用率 一條通過坐標原點斜率為的直線，它是具有制動器制動力分配系數的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。線與i曲線交于一點，同步附著系數為線與i線交線處的附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數,是由汽車結構參數所決定。同步附著系數的計算公式是： 0= 滿載時： 0=(2.6560.69-1.356)/0.8=0.6 空載時： 0=(2.6560.73-1.356)/0.9=0.65則制動強度 滿載時： 空載時： 附著系數利用率 滿載時 空載時3.6 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。 圖5.1 轎車制動力分配曲線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線與線相交時，前、后輪同時抱死。當i線在線下方時，前輪先抱死。當i線在線上方時，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。3.7 制動器制動因數3.7.1 前輪盤式制動效能因數 根據公式bf=2f f取0.5 前輪盤式制動器 bf=20.5=1.0制動器大多使用摩擦系數的穩定值約為0.30.5的摩擦材料，少數會使用達到0.7的。一般說來材料的耐磨性與材料的摩擦系數成反比。當使用溫度低于250時，國產的制動摩擦片材料可以保持摩擦系數f=0.350.40。此處的盤式制動器摩擦材料摩擦系數選0.5，在接下來的鼓式制動器設計中其摩擦材料的摩擦系數取0.3。第四章 制動器結構參數4.1 后輪鼓式制動器參數4.1.1 制動鼓直徑 若輸入力f保持不變，則制動力矩和制動器的散熱性能隨制動鼓的直徑變大而增大和變好。但輪輞內徑限制了制動鼓的直徑的尺寸，且制動鼓直徑的增大意味著制動鼓的質量也會隨之變大，制動鼓固結在車軸上，如果質量增加則汽車非懸掛質量會變的很大，這將會使汽車的行駛平順性變差。同時為了便于散熱，輪輞與制動鼓外表面之間的間隙應不小于20mm30mm，這樣輪胎因為輪輞過熱而損壞的情況即可避免。制動鼓的壁厚應該足夠，這樣可以保證制動鼓的剛度和熱容量比較大，制動時的溫升不會太大。另外，為了保證加工精度，其直徑越小越好，因為制動鼓剛度隨其直徑增大而減小。故設計時通常規定制動鼓直徑與輪輞直徑的比值范圍如下： 轎車 =0.640.74 貨車 =0.700.83專業標準 qc/t3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列規定的制動鼓直徑系列，如表3.3所示 3.3 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列輪輞直徑/in1213141516制動鼓內徑/mm轎車180200240260-貨車220240260300320該車輪輞直徑=14*25.4=355.6mm所以=227.584263.144，故可取d=240mm 4.1.2制動蹄摩擦襯片包角和寬度b 摩擦襯片的使用壽命受摩擦襯片的寬度尺寸b 的影響。選取襯片寬度b較小的缺點是磨損速度快，則襯片壽命短；若選取的襯片寬度b 較大，缺點是質量大，不易加工，并且成本增加了。 襯片的摩擦面積為=b,其中為制動鼓半徑。制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷隨制動器所有蹄片的摩擦總面積的增大而越小，從而磨損特性越好。根據資料統計分析，如表3.4所示，汽車總質量越大單個車輪鼓式制動器的襯片面積越小。表 3.4 制動器襯片摩擦面積 制動蹄摩擦襯片包角一般在=90120范圍內選取。另外有試驗研究表明，若摩擦襯片包角取在 90100之間時，磨損最小，制動鼓溫升最小，且產生的制動效果最好。然而若包角90，則散熱性變好，但由于接觸面變小致使壓強過高，磨損加劇；若包角過大，則會制動蹄摩擦襯片中間壓強大，兩端小，不僅導致單位壓力效果減小，而且導致制動不平順，故包角不可取的大于 120。該設計取為100。本文研究車型總質量為m =1660kg=1.66t。由上表可以分析得到，該車單個制動器總的襯片摩擦面積為=200300。由公式=b可以得出，襯片寬度b=47.7695.51cm。專業標準 qc/t3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列規定了制動器摩擦襯片的寬度系列如表3.5所示。 表3.5 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 故摩擦襯片寬度可取 b =75cm。4.1.3摩擦襯片起始角圖 3.3 鼓式制動器的主要結構參數示意圖 如圖3.3所示，一般情況下，在制動蹄外周的中央裝上摩擦襯片，所以摩擦襯片的起始角可由公式求得。但是有時，在最大壓力點兩側裝置摩擦襯片，這樣可以適應壓強分布變化的情況，從而改善制動效能和磨損均勻性。 故該設計的摩擦襯片起始角=4.1.4 張力f 的作用線到制動器中心的距離a 最大程度的增大張力f 的作用線到制動器中心的距離a，可以把制動效能提高。為了達到這個目的，要把制動輪缸布置在制動鼓內。初步設計時常取距離a=0.8,故初步取a=0.8120=96mm。4.1.5制動蹄支承銷中心位置k 和c在兩蹄支承端面不互相干涉的前提下，使c盡可能大而k盡可能小。初步設計時，也可取c=0.8。故 c = 96mm。這里取 k = 20mm。4.1.6 后輪鼓式制動器效能因數 1） 領蹄制動蹄因數：圖 3.2 鼓式制動器受力簡化圖根據公式 h/b=2;c/b=0.8得2） 從蹄制動蹄因數：根據公式 得=0.48所以這個領從蹄制動器的制動因數=1.274.2 制動器主要結構元件設計4.2.1 制動鼓選取熱容量較大的材料制作制動鼓，防止溫升超過材料極限，還要保證制動鼓的剛度，減少制動鼓變形對制動效果的影響。同時為了確保高的摩擦系數，制動鼓材料應與摩擦襯片材料相匹配，這樣工作表面磨損比較均勻使用壽命較長。輪轂的圓柱表面與制動鼓配合定位，為了使這兩者的軸線重合，要在兩者裝配緊固后對制動鼓內工作表面進行精加工。兩者裝配后還需進行動平衡。貨車許用不平衡度為30 ncm40 ncm；轎車許用不平衡度為15ncm20 ncm；。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00 5mm，靜不平衡度15n.cm。剛度和強度要求影響著制動鼓壁厚的選取。熱容量隨壁厚增加而增大，但試驗表明，摩擦表面的最高溫度在壁厚由11mm增至20 mm時變很小。一般制動鼓的壁厚：轎車為7mm12mm；中、重型載貨汽車為13mm18mm。為了便于檢查制動器間隙，通常會在制動鼓的閉口一側外緣開個小孔。4.2.2 制動蹄碾壓t形鋼的方法多用于轎車的和輕型載貨汽車制動蹄的制作，或者通過沖壓焊接鋼板來制成。制動蹄結構尺寸和斷面形狀的設計應保證其具有高的剛度，但為了使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間具有均勻的壓力，有時在制動蹄腹板上開一兩條徑向槽，目的是使蹄的彎曲剛度小一些，這樣制動時噪聲較小且磨損較為均勻。制動蹄腹板和翼緣的厚度，貨車的約為5mm8mm，轎車的約為3mm5mm。摩擦襯片的厚度，貨車多為8mm以上，轎車多為45mm5mm。鉚接或粘貼是襯片與制動蹄連接的常用方法，粘貼的優點是允許的磨損厚度較大，使用壽命增長，缺點是不易更換襯片；鉚接具有的噪聲較小的特點。本次制動蹄采用的材料為ht200。4.2.3 制動底板除制動鼓外的各個制動器零件都會安裝在制動底板上，要保證個零件之間相互配合位置的精確。足夠的剛度才能保證制功底板能夠承受制動反力矩。為此，除了凹凸起伏的形狀由鋼板沖壓成形的制動底板不準有別的形狀。剛度不足會產生一系列的不良后果，如制動力矩減小，襯片磨損不均勻及踏板行程加大等。本次設計采用45號鋼。 4.2.4 制動蹄的支承銷結構簡單是二自由度制動蹄的支承銷的特點，制動蹄相對制動鼓可以進行自行定位。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，支承位置應設計成可調，這樣才能達到通過調節使制動蹄工作表面與制動鼓工作表面同軸心的目的。例如，采用偏心支承銷或偏心輪就可以使位置可調。支承銷由高頻淬火的45號鋼制成。其支座為可鍛鑄鐵(kth37012)或球墨鑄鐵(qt40018)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。長支承銷能保證制動蹄的正確安裝，避免側向偏擺的問題發生。在制動底板上的壓緊裝置，能把制動蹄中部壓向制動底板；制動蹄腹板張開端可從在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開的槽插入，以保持制動蹄的正確位置。4.2.5 制動輪缸活塞式制動蹄張開機構具有結構簡單的特點，可以很方便的布置在車輪制動器中。選取鑄鐵ht250作為輪缸的缸體的制作材料。它的缸筒是需要鏜磨的通孔。活塞由鋁合金制造。鋼制的開槽頂塊壓在活塞外端，被用來作為插人槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭的支撐。裝在活塞上的橡膠密封圈將輪缸的工作腔密封。制動輪缸多數有兩個等直徑活塞；少數有四個等直徑活塞。本次設計采用的是ht250。4.2.6 摩擦材料 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。 由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害問題，已被淘汰，取而代之的無石棉材料。無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其成分和制造方法與石棉模壓材料大致相同。若金屬纖維（多為鋼纖維）和粉末的含量在40%以上，則成為半金屬摩擦材料，這種材料在歐美各國廣泛用于轎車的盤式制動器上，已成為摩擦材料的主流。4.3前輪盤式制動器主要結構參數4.3.1 制動盤直徑如果把制動盤直徑做的大些，制動盤的有效半徑就會變大，這樣就可在保證同樣制動力的前提下，降低制動鉗的夾緊力，從而摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度也會降低。但輪毅直徑限制了制動盤直徑的大小，一般選擇為輪轂直徑的70%90%為制動盤的直徑，汽車總質量大于2t的車取90%。通常，制造商在保持有效的制動性能的情況下，盡可能將零件做的小些，輕些。輪輞直徑為14英寸，又因為m=1660kg。 在本設計中,取=256mm4.3.2 制動盤厚度h制動盤質量和工作時的溫升受到制動盤厚度h的直接影響。為了減輕制動盤質量，其厚度值不可取得過大;但同時為了使制動工作時的溫升不會過大，其厚度值又不可過小。通常，實心制動盤厚度為l0mm 20mm。在本設計中所選用實心制動盤，其厚度h取14mm。4.3.3摩擦襯塊外半徑與內半徑根據汽車設計要求摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值應該小于等于1.5。若比值過大，制動過程中襯塊的外緣與內緣速度相差較多，導致材料磨損不均勻，導致接觸面積越來越小，最終將導致制動力矩變的比原設計小很多。在本設計中取外半徑為r2=129mm,內半徑r1=105mm。符合設計要求4.3.4 內通軸直徑 初選為68mm 4.3.5 摩擦襯塊工作面積a單位面積的摩擦襯塊占有的汽車質量在范圍內選取，為60.89a110.7。在本設計中取襯塊的夾角為50。摩擦襯塊的工作面積a：，a取98。4.4 盤式制動器主要零部件的結構設計4.4.1 制動鉗 鍛鑄鐵kth370一12或球墨鑄鐵qt400一18可以作為制動鉗的制造材料。鉗體的整體構造可以做兩半然后由螺栓連接也可以做成整體。為了方便檢查或更換制動塊而不需要拆下制動鉗，通常其外緣留有開口。制動鉗需要承受較高的剪切力所以應有高的強度，此外鉗體的變形對制動穩定性的影響很大所以應該有較高的剛度。制動油缸一般多在鉗體中加工出，也可在鉗體中嵌入單獨制造的油缸。鼓式制動器中的輪缸一般比鉗盤式制動器油缸直徑比小得多，日本轎車鉗盤式制動器油缸的直徑最大可68.1mm（單缸）或45.4mm，客車和貨車可達82.5mm或79.4mm。杯形活塞的開口端一般會頂靠制動塊的背板，這樣可以減少傳給制動液的熱量，減少熱量對制動液壓的影響。一般選鑄鋁合金或鋼作為活塞的制造材料。鍍鉻處理的活塞的工作表面，具有較高的耐磨性。當制動鉗體由鋁合金制造時，減小活塞與制動背板的接觸面積，可以解決傳給制動液的熱量較多的問題，也可以采用非金屬活塞從而避免這個問題。制動鉗在汽車上的安裝位置可在車軸的前方或車軸的后方。位于車軸前可避免輪胎甩出來的泥、水進入制動鉗，位于車軸后則可減少制動時輪轂軸承的合成載荷。 4.4.2 制動塊 背板和摩擦襯塊直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接而構成了摩擦襯塊。襯塊的形狀多為扇形，但也有使用矩形或正方形的制動器。如果活塞壓住的制動塊面積較小，襯塊可能會發生卷角而引起刺耳的尖銳聲音，這種情況要避免。制動塊背板由鋼板制成。在襯塊與背板之間噴涂一層隔熱減震膠，可以減少制動時產生的熱量傳給制動鉗，從而避免制動液氣話和減小制動噪聲。摩擦襯塊的工作環境較為惡劣，經常會有較高的溫度和較大的壓力，所以摩擦襯塊的磨損較快，因此設計時要保證它的厚度較大。根據資料顯示，日本轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm16mm 之間，中、重型汽車的摩擦襯塊在14mm22mm之間。盤式制動器大都裝有警報裝置，在摩擦襯塊磨損達到極限時報警，可以及時更換摩擦襯塊，避免事故發生。 4.4.3 摩擦材料要選用具有高而穩定的摩擦系數，抗熱衰退性能好的材料作為摩擦材料，材料的摩擦系數不能在溫度升高到某一數值后而急劇下降，同時材料還應具有好的耐磨性，低的吸水性，低壓縮率、膨脹特性和良好的隔熱性，具有抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能較高的特性；材料與制動盤之間摩擦時噪聲較小且不產生有害氣體。根據設計標準和國家法規，制動器摩擦材料不應含有石棉材料。第五章 校核5.1 制動器磨損特性熱容量及溫升摩擦副的材質、表面加工情況、溫度以及壓力等多種因素都對襯片的磨損有影響。所以要定量的計算磨損性能是不太可能的。機械能在汽車制動過程中轉變成熱量而耗散。在緊急制動時，由于在短時間內產生了大量的熱量，制動器溫度會迅速升高。此即所謂的制動器的能量負荷。摩擦襯片的磨損隨能量負荷的增大而加劇。能量耗散作為制動器的能量負荷評價指標。單位功負荷或能量負荷稱為比能量耗散率，表示單位時間內在單位摩擦面積上所耗散的能量，其單位為w/mm2。 5.1.1 制動器磨損特性計算 汽車的單個前輪和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 式中，為汽車總質量；為汽車回轉質量系數；為制動初速度和終速度（m/s）；為制動減速度()；為制動時間（s）；、是前、后制動器襯片的摩擦面積（）；為制動力分配系數。 在緊急制動直到到停車的過程中，,可認為，故 據有關文獻推薦，乘用車的盤式制動器在v1=100km/h(27.8m/s)，在制動減速度j=0.6g的條件下，比能量耗散率應小于等于6.0w/mm2。比能量過高不僅引起襯塊的磨損加速，且龜裂這一現象有可能更早的出現在制動盤或制動鼓上。本設計采用的是前盤后鼓，再給說明書中僅計算前輪襯塊的摩擦特性。 t=(v1-v2)/j= (27.8-0)/6=4.63s e1=mav1/4ta1 =（166027.820.69）/（44.639802） =4.886.0w/mm25.1.2 制動器的熱容量和溫升的核算判斷制動器的熱容量和溫升是否符合要求的判別條件如下： 式中： 各制動鼓(盤)的總質量；跟各制動鼓(盤)接觸的受熱金屬件(如制動鉗體、輪轂、輪輻、輪輞等)的總質量；制動鼓(盤)材料為鑄鐵，其比熱容為c=482j(kgk)，對鋁合金c=880j(kgk)；與制動鼓(盤