II型回路182.4.2X型回路182.4.3其它類型回路182.5制動系統布置型式193制動系統主要參數及其設計計算203.1參考車型制動系相關主要參數數值203.2同步附著系數分析203.3制動力及制動力分配系數213.4制動強度和附著系數利用率243.5制動器制動力及制動力矩的計算253.6制動因數263.7前輪盤式制動器參數設計計算273.8后輪鼓式制動器參數設計計算283.9制動器磨損特性熱容量及溫升計算294制動器主要零部件的結構設計324.1盤式制動器主要零部件的結構設計344.1.1制動盤344.1.2制動鉗344.1.3制動塊354.1.4摩擦材料354.2鼓式制動器主要零部件的結構設計354.2.1制動鼓354.2.2制動蹄364.2.3制動底板364.2.4制動蹄的支承374.2.5制動輪缸375液壓制動驅動機構的設計計算385.1前輪盤式制動輪缸直徑與工作容積設計計算385.2后輪鼓式制動輪缸直徑與工作容積設計計算395.3制動主缸與工作容積設計計算405.4制動踏板力與踏板行程416制動性能分析計算436.1制動性能評價及其分析436.2制動器制動力分配曲線分析446.3制動減速度與制動距離的計算446.4駐車制動計算457結論478致謝489參考文獻4910附錄501緒論1.1制動系統概述汽車是現代交通工具中用得最多、最普遍、也是運用得最方便的交通工具。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，人們對安全性、可靠性的要求越來越高，為保證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統。1.1.1汽車制動系統的作用及其組成：1)制動系的作用：（1）使行駛中的汽車按照駕駛員的要求進行強制減速甚至停車.（2）使已停駛的汽車在各種道路條件下(包括在坡道上)穩定駐車.（3）使下坡行駛的汽車速度保持穩定。2）制動系的組成：（1）供能裝置：也就是制動能源，包括供給、調節制動所需能量以及各個部件，產生制動能量的部分稱為制動能源。（2）控制裝置：包括產生制動動作和控制制動效果的部件。（3）傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件。（4）制動裝置：產生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件。汽車的制動裝置又可分為行車、駐車、應急和輔助制動四種裝置。1.1.2制動系的一般工作原理行駛中的汽車具有一定的動能。根據物理學知識，汽車的動能Ek=1/2(1+δ)mv2式中:m為汽車的重質量；v為汽車的行駛速度；δ為考慮汽車回轉部件動能的系數。圖1.1汽車行車制動減速度實質上就是要耗散汽車的動能Ek耗散動能最簡便的方法就是經過摩擦將動能變成熱能擴散到大氣中去。一個簡單的制動系統如圖1.1所示，用以說明系統的工作原理。以一個金屬內圓面為工作表面的金屬制動鼓裝在車輪輪轂上，隨車輪一同轉動另一固定不動的制動底板上裝有兩個圓弧形的制動蹄，她們可各自繞其下端的支撐銷轉動，由安裝在制動地板上的液壓制動輪缸來控制其運動。(1)在不制動時，制動鼓的內圓面與制動蹄上摩擦片的外圓面之間有一定的間隙，車輪和制動鼓能夠自由旋轉。(2)制動時，駕駛員需踩下制動踏板，迫使制動主缸內的油液流入制動輪缸，推動兩制動蹄繞支承銷轉動，使制動蹄摩擦片緊貼到制動鼓內圓面上。這樣，制動鼓上便產生摩擦力矩Mu阻止車輪轉動。其方向與車輪旋轉方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車輪與路面間的附著作用，車輪即對路面作用一個向前的周緣力Fμ。同時，路面也會給車輪一個反作用力FB，方向與汽車行駛方向相反。這個力就是車輪受到的制動力。各車輪上制動力的和就是汽車受到的總制動力。制動力由車輪經車橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車產生一定的減速度，甚至停車。由于車輪與地面間的附著左右，路面上產生了切向反作用力FB。FB一方面要迫使車輪繼續滾動，造成制動蹄與制動鼓間相對運動而產生摩擦，消耗汽車的動能；另一方面它又作為制動力促使整個汽車減速行駛。(3)解除制動時，放松制動踏板，在回位彈簧的作用下，制動蹄回到原位。同時蹄鼓間隙得到恢復，因而制動作用被解除。這就是汽車制動的基本原理。1.1.3制動系的類型制動系根據功用、能源等不同可分為以下幾類：(1)按制動系統的作用制動系統可分為行車制動系統、駐車制動系統、應急制動系統及輔助制動系統等。用以使行駛中的汽車降低速度甚至停車的制動系統稱為行車制動系統；用以使已停駛的汽車駐留原地不動的制動系統則稱為駐車制動系統；在行車制動系統失效的情況下，保證汽車仍能實現減速或停車的制動系統稱為應急制動系統；在行車過程中，輔助行車制動系統降低車速或保持車速穩定，但不能將車輛緊急制停的制動系統稱為輔助制動系統。上述各制動系統中，行車制動系統和駐車制動系統是每一輛汽車都必須具備的。(2)按制動操縱能源制動系統可分為人力制動系統、動力制動系統和伺服制動系統等。以駕駛員的肌體作為唯一制動能源的制動系統稱為人力制動系統；完全靠由發動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的系統稱為動力制動系統；兼用人力和發動機動力進行制動的制動系統稱為伺服制動系統或助力制動系統。(3)按制動能量的傳輸方式制動系統可分為機械式、液壓式、氣壓式、電磁式等。同時采用兩種以上傳能方式的制動系稱為組合式制動系統。(4)按傳能介質的傳輸回路方式制動系統可分為單回路制動系和雙回路制動系1.1.4汽車制動系設計要求（1）能適應有關標準和法規的規定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規定和國家標準、法規制定的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區的法規和用戶要求。中國的強制性標準是GB12676-1999《汽車制動系結構、性能和試驗方法》、GB7258《機動車運行安全技術條件》。（2）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐坡制動效能。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。表1-1給出了歐、美、日等國的有關標準或法規對這兩項指標的規定。表1-1歐、美、日等國的制動效能標準標準名稱適用車型制動初速度v/km/h最大踏板力/N制動距離S/m制動減速度j/m/s美聯邦汽車安全標準FMVSS121氣壓制動汽車32969.873美聯邦汽車安全標準FMVSS105－75液壓制動汽車489616.4662.18歐洲經濟委員會和歐洲經濟共同體法規貨車：總質量3.5t總質量3.5t～12t總質量>12t7050407007007000.15v+4.44.44.4轎車與客車：座位數（包括司機）座位數>8和總質量>5t80805005000.1v+0.15v+續表1-1瑞典制動法規總質量總質量>3.5t8060500700日本制動標準JASO6913－73貨車和客車：TA級TB級TC級TD級700800900900減速度0.5g0.5g0.5g0.4g（3）工作可靠。汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。（4）制動效能的熱穩定性好。汽車的高速制動、短時間內的頻繁重復制動，特別是下長坡時的連續制動，都會引起制動器的溫升過快，溫度過高。特別是下長坡時的頻繁制動，可使制動器摩擦副的溫度達300℃～400℃，有時甚至高達700℃。此時，制動摩擦副的摩擦系數會急劇減小，使制動效能迅速下降而發生熱衰退現象。制動器發生熱衰退后，經過散熱、降溫和一定次數的和緩使用使摩擦表面得到磨合，其制動效能可重新恢復，這稱為熱恢復。提高摩擦材料的高溫摩擦穩定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改進其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。一般要求在初速為最高車速的80%時，以約0.3g的減速度重復進行15～20次制動到初速度的1/2的衰退試驗后，其熱態制動效能應達到冷態制動效能的80%以上。（5）制動效能的水穩定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數急劇減小而發生所謂的“水衰退”現象。一般規定在出水后重復制動5～15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防止泥沙、污物等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥沙侵入而采用封閉的制動器。（6）制動時的操縱穩定性好。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩定性。一般要求在進行制動效能試驗時，車輛的任何部位不得偏出3.7m的試驗道。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當的比例，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；后輪抱死而側滑甩尾，會失去方向穩定性；當左、右輪的制動力矩差值超過15%時，會發生制動時汽車跑偏。（7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便，舒適，能減少疲勞。踏板行程：對轎車應不大于150mm；對貨車應不大于170mm，其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。制動手柄行程應不大于160～200mm。各國法規規定，制動的最大踏板力一般為500N(轎車)～700N(貨車)。設計時，緊急制動(約占制動總次數的5%～10%)踏板力的選取范圍：轎車為200～300N；貨車為350～550N，采用伺服制動或動力制動裝置時取其小值。應急制動時的手柄拉力以不大于400～500N為宜；駐車制動的手柄拉力應不大于500N(轎車)～700N(貨車)。（8）作用滯后的時間要盡可能地短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間(制動滯后時間)和從放開踏板至完全解除制動的時間(解除制動滯后時間)。一般要求這個時間盡可能短，對于氣制動車輛不得超過0.6s，對于汽車列車不得超過0.8s。（9）制動時不應產生較大的振動和噪聲，制動時不應有異響。（10）與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。（11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置以便能及時發現制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中也應有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅使駐車制動將其停駐。（12）能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現象；氣溫低時氣制動管路不應出現結冰（13）制動系的機件應使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環保要求。防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉向操縱性和方向穩定性，縮短制動距離，因此近年來防抱死制動系統（ABS）和電子制動力分配（EBD）在汽車上得到了很快的發展和應用。另外，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。1.2汽車制動系統的研究現狀及發展趨勢當前關于汽車制動的研究主要集中在制動控制方面，包括制動控制的理論和方法，以及采用新的技術?，F代汽車制動器的發展起源于原始的機械控制裝置，但隨著汽車自身重量的增加，助力裝置對機械制動器來說越來越顯得非常重要。從而開始出現了真空助力裝置。隨著科學技術的發展及汽車工業的發展液壓制動是繼機械制動后的又一重大革新?，F在汽車配套出于安全可靠方面的考慮，真空助力器往往和制動主缸一起形成真空助力器總成給車型配套。當前液壓制動技術是如今最成熟、最經濟的制動技術，并應用在當前絕大多數乘用車上。車輛防抱死制動控制系統(ABS)和電子制動力分配（EBD）已發展成為成熟的產品，并在各種車輛上得到了廣泛的應用，可是這些產品基本都是基于車輪加、減速門限及參考滑移率方法設計的。方法雖然簡單實用，可是其調試比較困難，不同的車輛需要不同的匹配技術，在許多不同的道路上加以驗證；從理論上來說，整個控制過程車輪滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未達到最佳的制動效果。中國液壓ABS的配套主要在乘用車市場，而且配套率相當高，可是中國乘用車配套的液壓ABS市場基本上都被外資企業所壟斷。汽車防抱死制動系統（ABS）也已經成為電子制動的標準，越來越多的車型上開始加裝電子制動力分配（EBD）。當緊急剎車車輪抱死的情況下，EBD在ABS動作之前就已經平衡了每一個輪的有效地面抓地力，能夠防止出現甩尾和側移，并縮短汽車制動距離。EBD實際上是ABS的輔助功能，它能夠改進提高ABS的功效。因此在安全指標上，汽車的性能又多了“ABS+EBD”。ASR是ABS的邏輯和功能擴展。ABS在增加了ASR功能后，主要的變化是在電子控制單元中增加了驅動防滑邏輯系統，來監測驅動輪的轉速。ASR大多借用ABS的硬件，兩者共存一體，發展成為ABS/ASR系統。ABS/ASR已在歐洲新載貨車中普遍使用，而且歐共體法規EEC/71/320已強制性規定在總質量大于3.5t的某些載貨車上使用，重型車是首先裝用的。今天，ABS/ASR已經成為歐美和日本等發達國家汽車的標準設備。然而ABS/ASR只是解決了緊急制動時附著系數的利用，并可獲得較短的制動距離及制動方向穩定性，可是它不能解決制動系統中的所有缺陷。因此ABS/ASR功能，同時可進行制動強度的控制。ABS只有在極端情況下(車輪完全抱死)才會控制制動，在部分制動時，電子制動使可控制單個制動缸壓力，因此反應時間縮短，確保在任一瞬間得到正確的制動壓力。近幾年電子技術及計算機控制技術的飛速發展為EBS的發展帶來了機遇。德國自20世紀80年代以來率先發展了ABS/ASR系統并投入市場，在EBS的研究與發展過程中走到了世界的前列。德國博世公司在1993年與斯堪尼公司聯合首次在Scania牽引車及掛車上裝用了EBS。然而EBS是全新的系統，它有很大的潛力。車輛制動控制系統的發展主要是控制技術的發展。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。經過了一百多年的發展，汽車制動系統的形式已經基本固定下來。隨著電子，特別是大規模、超大規模集成電路的發展，汽車制動系統的形式也將發生變化。結論：在車輛集成化、模塊化、電子化、車供能源高壓化的趨勢驅動下，車輛制動系統也朝著電子化方向發展。電制動系統將進一步取代傳統制動系統，汽車底盤進一步一體化，集成化，制動系統性能也會發生質的飛躍。2制動系統方案論證分析與選擇2.1汽車制動器形式方案分析制動器是制動系中用以產生阻礙車輛的運動或運動趨勢的部件，一般制動器都是經過其中的固定元件對旋轉元件施加制動力矩，使旋轉元件的旋轉角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產生路面對車輪的制動力以使汽車減速。當前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉元件的不同，分為盤式和鼓式兩大類制動器。盤式摩擦副的旋轉元件是制動盤，其工作表面是圓盤的端面。鼓式摩擦副的旋轉元件為制動鼓，其工作表面是圓柱面；旋轉元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩直接分別作用于兩側車輪上的制動器稱為車輪制動器，一般用于行車制動器。旋轉元件固裝在傳動系的傳動軸上，其制動力矩經過驅動橋再分配到兩側車輪上的制動器稱為中央制動器，一般用于駐車制動器。2.1.1盤式制動器按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式兩類。全盤式制動器中摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其工作原理如摩擦離合器，故又稱離合器式制動器。這種制動器結構緊湊，摩擦面積大，制動力矩大，但散熱條件差，結構較為復雜，造價成本高，全盤式制動器只有少數汽車(主要是重型汽車)采用為車輪制動器。下文將不作進一步介紹。鉗盤式制動器的固定摩擦元件是制動塊，裝在制動鉗中。接觸面很小，在盤上所占的中心角一般僅30°～50°，又稱為點盤式制動器。鉗盤式制動器又可按鉗體固定在支架上的結構形式分為固定鉗盤式和浮動鉗盤式兩類。1）固定鉗盤式制動器結構原理：固定鉗盤式制動器結構如下圖2.1所示，其制動鉗體固定在轉向節（或橋殼）上，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝一個活塞。跨置在制動盤上的制動鉗體固定安裝在車橋上，它不能旋轉也不能沿制動盤軸線方向移動，其內的兩個活塞分別位于制動盤的兩側。其結構如下圖所示；制動時，制動油液由制動總泵(制動主缸)經進油口進入鉗體中兩個相通的液壓腔中，將兩側的制動塊壓向與車輪固定連接的制動盤從而產生制動。當放松制動踏板使油液壓力減少時，回位彈簧則將兩制動塊總成及活塞推離制動盤?；钊钊苿鱼Q體制動塊車橋進油口制動盤缺點：油缸多、結構復雜、制動鉗尺寸大。油路中的制動液受制動盤加熱易汽化圖2.1固定鉗盤式制動器固定鉗盤式制動器的制動鉗剛度好，除活塞和制動塊外無其它滑動件。但由于需采用兩個油缸并分置制動盤的兩側，因而必須用跨越制動盤的內部油道或外部油管來連通。這就使得制動器的徑向和軸向尺寸都較大，因而在車輪中，特別是車輪輪距小的微型車的前輪中的布置比較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高；制動產生的熱經制動鉗體上的油路傳給制動油液，易使其由于溫度過高而產生氣泡，影響制動效果。緊湊型中低端轎車從結構和經濟性上考慮都不適用固定鉗式盤式制動器，故前輪不采納固定鉗式盤式制動器。2）浮動鉗盤式制動器結構原理浮動鉗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，另一種的制動鉗體可繞一支撐銷擺動。但它們的制動油缸都是單側的，且與油缸同側的制動塊總成為活動的，而另一側的制動總成則固定在鉗體上。浮動鉗盤式制動器結構如下圖2.2所示，制動鉗體經過導向銷與車橋相連，能夠相對于制動盤軸向移動。制動鉗體只在制動盤的內側設置油缸，而外側的制動塊則附裝在鉗體上。制動時，液壓油經過進油口進入制動油缸，推動活塞及其上的摩擦塊向右移動，并壓到制動盤上，并使得油缸連同制動鉗體整體沿銷釘向左移動，制動盤右側的摩擦塊也壓到制動盤上夾住制動盤并使其制動，直到兩側的制動塊總成的受力均等為止。車橋車橋導向銷進油口活塞制動鉗制動塊制動盤圖2.2浮動鉗盤式制動器浮動鉗盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器近一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車制動和駐車制動。由于浮動鉗沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了油液受熱機會，單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽較小，使冷卻條件較好。另外單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動油液溫度比固定鉗式的低，汽化的可能性較小。相比于固定鉗式浮動鉗式可將油缸和活塞等精密件減去一半，造價大為降低。結合車型及其盤式結構尺寸、造價成本、及其實用性，制動器設計前輪采用浮動鉗盤式制動器。2.1.2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前，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器，分為領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式等幾種。不同形式鼓式制動器的主要區別有：①蹄片固定支點的數量和位置不同。②張開裝置的形式與數量不同。③制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。因以上因素使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使制動效能不同。領從蹄式兩個制動蹄各有一個支點，一個為領蹄，一個為從蹄。前進時前制動蹄為領蹄，摩擦片面積（包角）較大，后制動蹄為從蹄，摩擦片面積（包角）較小，安裝時要注意領從蹄不可互換。其示意圖2.3如下圖所示。圖2.3領從蹄式制動器汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變為反向旋轉，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)雙領從蹄式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為從蹄故它又可稱為單向雙領蹄式制動器。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，但倒車時則變為雙從蹄式，使制動效能大降。這種結構常見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。如下圖2.4所示。圖2.4雙領從蹄式制動器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。如圖2.5所示。圖2.5雙向雙領從蹄式制動器4）單向增力式制動器單向增力式制動器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。如圖2.6圖2.6單向增力式制動器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。如圖2.7圖2.7雙向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經過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統進行操縱。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。單領從蹄式制動器效能和效能穩定性，在各式制動器中居中游，前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低，便于附裝駐車制動驅動機構；間隙調整容易；兩蹄片面積相同時，單位壓力不等，使襯片磨損不均勻，壽命不同（非平衡式制動器）；只有一個輪缸，兩蹄在同一驅動回路作用下工作（等促動力制動器）。應用廣泛，特別是轎車和輕型貨車、客車的后輪制動器用得較多。故本次設計后輪最終采用的是領從蹄式制動器。2.2制動驅動機構的結構型式選擇根據制動力源的不同，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源。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一般簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優點是作用滯后時間短(0.1s—0.3s)，工作壓力大(可達10MPa—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，使整個系統都不能繼續工作。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，在轎車和輕型汽車上已極少采用。2.2.2動力制動系動力制動系是以發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以上特別是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(0.3s—0.9s)，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0.5MPa—0.7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再經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，即利用氣壓系統作為普通的液壓制動系統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點。由于其氣壓系統的管路短，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的優點外，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、舉升機構及其它輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優點。但其結構復雜、精密件多，對系統的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，當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它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由動力伺服系統產生，而在動力伺服系統失效時，仍可全由人力驅動液壓系統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制動主缸型式為了提高汽車的行駛安全性，根據交通法規的要求，一些轎車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統。雙回路制動系統的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。如圖2.8所示，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯在一起而構成。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。1)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。2)當踩下制動踏板時，踏板傳動機構經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。當繼續踩下制動踏板時，前后腔的液壓繼續提高，使前后制動器制動。圖2.8制動主缸工作原理圖3)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，當制動系統中任一回路失效時，串聯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。其對制動液要求如下：(1)高溫下不易汽化,否則將在管路中產生氣阻現象,使制動系統失效(2)低溫下有良好的流動性(3)不會使與之經常接觸的金屬件腐蝕,橡膠件發生膨脹、變硬和損壞(4)能對液壓系統的運動件起良好的潤滑作用(5)吸水性差而溶水性良好,即能使滲入其中的水汽化形成微粒而與之均勻混合,否則將在制動液中形成水泡而大大降低汽化溫度當前使用的制動液大部分是植物制動液,用50%左右的蓖麻油和50%左右的溶劑(酒精或甘油等)配成。由于植物制動液的汽化溫度不夠高，（且在70℃的低溫下易凝結），蓖麻油又是貴重的化工原料，植物制動液逐漸被合成制動液和礦物制動液所取代。合成制動液，汽化溫度>190℃，-35℃的低溫流動性好，對金屬無腐蝕，對橡膠無傷害，溶水性好，但成本高；礦物制動液，溶水性差，使普通橡膠膨脹。2.4制動管路型式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，即應是雙回路系統，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，以便當一個回路發生故障失效時，其它完好的回路仍能可靠地工作。如下圖2.9不同型式的制動管路。圖2.9不同形式制動管路2.4.1II型回路前、后輪制動管路各成獨立的回路系統，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。2.4.2X型回路后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統，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，而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20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改進了汽車的方向穩定性。2.4.3其它類型回路左、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缺點本次設計最終選擇X型管路。2.5制動系統布置型式本田飛度轎車制動系統采用的是液壓制動系統。汽車制動時制動踏板施加的動力是經過制動液傳遞。根據交通法規和制動系設計標準的要求，轎車的行車制動裝置均采用雙回路制動系統。本田飛度轎車X型雙回路制動系統的制動主缸為串列雙腔制動主缸，加裝有真空助力裝置，制動器型式采用前盤后鼓。其布置形式如下圖2.10所示圖2.10本田飛度轎車制動系統布置型式示意圖3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參考車型：本田飛度轎車實際參數：長×寬×高\3900×1695×1525(cm)軸距\2500cm最小離地間隙\155cm前輪胎規格\175/65R15后輪胎規格\175/65R15車身重量\1039kg空載：1550kg\滿載：kg汽車空載時質心離前軸的距離L'=1100mm汽車質心離后軸的距離L'=1400mm汽車滿載時質心離前軸的距離L=1200mm汽車質心離后軸的距離L=1300mm汽車質心高度：空載h=95cm\滿載h=85cm汽車所受重力G=mg=1039kg3.2同步附著系數分析(1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩定工況，但喪失了轉向能力；(2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發生后軸側滑而使汽車失去方向穩定性；(3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，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。而在其它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，地面的附著條件才能夠得到充分利用。取一附著系數值=0.63.3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ω>0的車輪，其力矩平衡方程為Tf-FBre=0式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，—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。Ff=Tf/re稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器結構形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即FB≤Fψ=Zψ或=Fψ=Zψ式中—輪胎與地面間的附著系數；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為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。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增大使摩擦力矩增大而繼續上升（見圖3.1）圖3.1制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,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；因此在空，滿載時可得前后制動反力Z為以下數值滿載時：前輪=14190.4N 后輪=5409.6N 空載時：前輪=11969.7N 后輪=3320.3N由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力，N后軸法向反力,N汽車空載11969.73320.3汽車滿載14190.45409.6表3.1汽車總的地面制動力為FB=FB1+FB2=式中q（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—前后軸車輪的地面制動力。由以上兩式可求得前后車輪附著力為由已知條件可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故滿載時：前輪=8114.4N 后輪=3645.6N 空載時：前輪=6835.5N 后輪=2278.5N故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：車輛工況前軸車輪附著力，N后軸車輪附著力,N汽車空載6835.52278.5汽車滿載8114.43645.6表β=FB1/FBFB1/FB2=(L2+hg)/(L2-hg)FB=FB1+FB2可得分配系數β=FB1/FB=FB1/（FB1+FB2）=(L2+hg)/(L2+hg+L1-hg)=(L2+hg)/L滿載時：滿載時：===0.69空載時：===0.79由于在附著條件限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通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。為了使汽車在不同載荷條件下，其前后車輪制動力的分配總能符合或接近理想要求，即前后軸附著力同時被充分利用，以獲得盡可能好的制動性能，特別是防止后輪抱死側滑，在一些汽車的制動系中采用了各種各樣的壓力閥，如限壓閥、比例閥、慣性閥等。3.4制動強度和附著系數利用率一條經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。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數=，則稱線與I線交線處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。同步附著系數的計算公式是：0=（Lβ-L2）/hg滿載時：0=（Lβ-L2）/hg=(2.50.69-1.3)/0.85=0.5空載時：0=（L-L'2）/=(2.50.79-1.3)/0.95=0.71則制動強度滿載時：空載時：附著系數利用率滿載時空載時3.5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飛度轎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：子午線輪胎有效滾動半徑：re=195×60%+(15×25.4)/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車輪有效半徑該車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3.6制動器制動因數3.6.1前輪盤式制動效能因數根據公式BF=2ff——取0.5前輪盤式制動器BF=2×0.5=1.0各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩定值約為0.3~0.5，少數可達0.7。一般說來摩擦系數越高的的材料，其耐磨性越差。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數f=0.35~0.40已不成問題。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。3.6.2后輪鼓式制動器效能因數1）領蹄制動蹄因數：根據公式h/b=2;c/b=0.8得=0.792）從蹄制動蹄因數：根據公式得=0.48整個領從蹄制動器的制動因數BFT=BFT1+BFT2=1.273.7前輪盤式制動器參數設計計算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。一般為輪輞直徑的70%～79%。飛度的前輪制動盤直徑D為280mm輪輞直徑D0為15x25.4=381mmD/D0=280/381=73.5%73.5%在70%~79%之間符合設計要求。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。一般，一般不帶通風槽的轎車制動盤，其厚度約在l0mm—13mm之間。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20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。飛度制動盤厚度12mm在10mm~13mm之間符合設計要求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。而經過了解飛度的前盤摩擦襯塊的內半徑R1和外半徑R2的尺寸分別為70mm和100mmR2/R1=100/70=1.43<1.5符合設計要求。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/～3.5kg/內選取。取2.5kg/3.8后輪鼓式制動器參數設計計算1）制動鼓直徑D后輪胎規格\175/65R15輪輞為15inDr=15x25.4=381mm輪輞直徑/in1213141516制動鼓內徑/mm轎車180200240260貨車220240260300320根據轎車D/Dr在0.64～0.74之間選取取D/Dr=0.7得制動鼓直徑D=267mm取制動鼓直徑D=260mm2）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=90°～120°范圍內選取。取β=90°制動襯片摩擦面積汽車類別汽車總質量ma/t單個制動器的摩擦面積/cm2轎車0.9~1.5100~2001.5~2.5200~300根據單個制動器總的襯片面積取200～300取A=200b/D=0.18b=0.18×260=46.8mm取b=45mm3）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=104mm5）摩擦片摩擦系數選擇摩擦片時，不但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。3.9制動器磨損特性熱容量及溫升計算摩擦襯塊（襯片）的磨損與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑膜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。汽車的制動過程，是將機械能轉變成熱量而耗散的過程。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能的任務。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。此即所謂的制動器的能量負荷。能量負荷越大，則摩擦襯塊（襯片）的磨損越嚴重。制動器的能量負荷常以其能量耗散作為評價指標。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耗散的能量，其單位為W/mm2 。3.9.1盤式制動器磨損特性計算雙軸汽車的單個前輪及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(m/s2)；為制動時間（s）；、為前、后制動器襯片（襯塊）的摩擦面積（）；為制動力分配系數。在緊急制動到停車的情況下，,并可認為，故據有關文獻推薦，乘用車的盤式制動器在v1=100km/h(27.8m/s)，j=0.6g的條件下，比能量耗散率應不大于6.0W/mm2。比能量過高不但引起襯片（襯塊）的加速磨損，且有可能使制動盤或制動鼓更早發生龜裂。本設計采用的是前盤后鼓，因此僅計算前輪襯塊的摩擦特性。t=(v1-v2)/j=(27.8-0)/6=4.63se1=mav1β/4tA1=（1335×27.82×0.693）/（4×4.63×110×100）=3.51＜6.0W/mm2另一個磨損特性指標是襯片（襯塊）單位摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力。比摩擦力越大，則磨損越嚴重。單個車輪制動器的比摩擦力為式中，為單個制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑（襯塊平均半徑或有效半徑）；A為單個制動器的襯片（襯塊）摩擦面積。3.9.2制動器的熱容量和溫升的核算應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：（3-39）式中：——各制動鼓(盤)的總質量；——與各制動鼓(盤)相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等)的總質量；——制動鼓(盤)材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg·K)，對鋁合金c=880J／(kg·K)；——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km／h到完全停車的強烈制動， 溫升不應超過15℃)；L1——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，能夠認為制后制動器，即式中：——滿載汽車總質量；——汽車制動時的初速度，可取；——汽車制動器制動力分配系數。以=30km/h（8.33m/s），取滿載時的值=0.69來計算，=15℃，則=1550×8.33×8.33×0.69/2=41030J=2×3.14×7.8×{[（24.8/2）2-（13.6/2）2]×1.2+[（13.6/2）2-（12/2）2×（3.6+4）+[（13.6/2）2-（6/2）]×0.6}=11232g（——鑄鐵、鋼的密度，7.8g/mm）式中D1——制動盤直徑，取D1=280mm；D2——制動盤圓柱外徑，取D2=136mm；d2——制動盤圓柱外徑，取d2=120mm；H1——制動盤厚度，取H2=12mm；H2——制動盤制動轂厚度，取H2=6mm；O2——制動轂中心孔直徑，取O2=60mm；l2——制動盤制動轂厚度，取l2=36mm。由=11.232×482×15=81211J〉可知，制動器的熱容量符合溫升核算的要求。3.9.3盤式制動器制動力矩的校核盤式制動器的計算用簡圖如圖所示，今假設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Tf=2fNR式中——摩擦系數；R——作用半徑；N——單側制動塊對制動盤的壓力；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。鉗盤式制動器計算用圖鉗盤式制動器的作用半徑計算參考圖如圖所示，平均半徑為式中:，——扇形摩擦襯塊的內半徑和外半。根據圖3-4，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q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為得有效半徑為：令，則有：=99.45mm因，，故。當，，。但當m小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。制動輪缸中的液壓，在考慮制動力調節裝置作用的情況下，其值一般為=8～12Mpa，制動管路液壓在制動時一般不超過10～12Mpa，對盤式制動器可再高些，因此這里取=10Mpa來計算制動輪缸工作面積：S=π/4=3.14×0.048×0.048/4=0.0018m2式中d3為活塞的直徑，取d3=48mm單側制動塊對制動盤的壓緊力：N=S=10000000×0.0018=18000N單個制動器制動力矩Tf=2fNRm=2×0.35×18000×0.097=1222.2N.mTf>T′f1，符合制動力矩要求。4制動器主要零部件的結構設計4.1盤式制動器主要零部件的結構設計4.1.1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。其結構形狀有平板形（用于全盤式制動器）和禮帽形（用于鉗盤式制動器）。制動盤在工作時不但承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改進冷卻效果，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。飛度的前輪制動盤為實心盤，直徑D為280mm,厚度為12mm，輪輞直徑D0為381mm。本次設計采用的材料為HT250。制動盤的工作表面應光潔平整，制造時應嚴格控制表面的跳動量、兩側表面的平行度及制動盤的不平衡量。有的文獻認為：制動盤的工作表面不平行度不應大0.008mm；盤的表面擺差不應大于0.1mm；制動盤表面粗糙度不應大于0.06。4.1.2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。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，一邊不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸嵌入鉗體中的。鉗盤式制動器油缸直徑比鼓式制動器中的輪缸大得多，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（雙缸），客車和貨車可達82.5mm（單缸）或79.4mm（雙缸）。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。有的將活塞口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內的小半圓環形端面。活塞由鑄鋁合金制造或由鋼制造。為了提高其耐磨性，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量則成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。制動鉗在汽車上的安裝位置可在車軸的前方或后方。制動鉗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。4.1.3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。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。為了避免制動時產生的熱量傳給制動鉗而引起制動液氣話和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（噴涂）一層隔熱減震墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高和工作溫度高的原因摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。據統計，日本轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm~16mm之間，中、重型汽車的摩擦襯塊在14mm~22mm之間。許多盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達到極限時的警報裝置，以便能及時更換摩擦襯塊。4.1.3摩擦材料制動摩擦材料應具有高而穩定的摩擦系數，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（要求摩擦襯塊在300℃的加熱板上作用30min后，背板的溫度不超過190℃）和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產生噪聲、不產生不良氣味，應盡量采用污染小和對人體無害的材料。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。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，其它成分和制造方法與石棉磨擦材料大致相同。若金屬纖維（多為鋼纖維）和粉末的含量在40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在歐美各國廣泛用于轎車的盤式制動器上，已成為制動摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占總質量的60%~80%），摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。4.2鼓式制動器主要零部件的結構設計4.2.1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。輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用。鑄鐵內鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到以前的，這種內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質量。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～20N·cm；對貨車為30N·cm～40N·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≤0．05mm，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11mm增至20mm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。4.2.2制動蹄轎車的和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T形鋼碾壓或鋼板沖壓焊接制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上的有時開有一兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。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。4.2.3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。4.2.4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。4.2.5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。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，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。5液壓制動驅動機構的設計計算5.1前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算1)前輪制動輪缸直徑根據公式式中：p——考慮到制動力調節裝置作用下的輪缸或管路液壓，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp查FIT轎車使用與維護手冊得P=19625N得=50mm根據GB7524-87標準規定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為50mm。2)前輪制動輪缸工作容積的設計計算一個輪缸的工作容積根據公式式中：——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——消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程?！捎谀Σ烈r塊變形而引起的輪缸活塞。，——分別為盤式制動器的變形與制動盤的變形而引起的輪缸活塞行程。得一個輪缸的工作容積=3925mm35.2后輪制動器輪缸直徑與工作容積的設計計算1)后輪制動輪缸直徑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之間有如下關系式：根據公式式中：p——考慮到制動力調節裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mpa～12Mpa.取p=10Mpa查FIT轎車使用與維護手冊得，制動輪缸對制動塊的反作用力P=7065N=30mm根據GB7524-87標準規定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為30mm。2)后輪制動輪缸工作容積一個輪缸的工作容積根據公式式中：——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?！捎谀Σ烈r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全部輪缸的工作容積根據公式式中：m——輪缸的數目；V=2V+2V=22826+23925=13502mm35.3制動主缸與工作容積設計計算：1)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；在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為Vm=1.1V；貨車取Vm=1.3V，式中V為全部輪缸的總工作容積。由上面計算得出V=13502mm轎車的制動主缸的工作容積可取為=1.1V=1.1×13502=14852.2mm2)主缸直徑和活塞行程S根據公式：一般S=(0.8-1.2)d取S=0.9d得===27.595mm根據GB7524-87標準規定的尺寸中選取,因此主缸直徑為30mm?；钊谐逃嬎愎絪m=0.9×dm=27mm5.4制動踏板力與踏板行程5.4.1制動踏板力根據公式：式中：——制動主缸活塞直徑；P——液壓制動管路液壓，制動時一般不超過10～12Mpa，取10Mpa——制動踏板機構傳動比；取=——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：=2746N>200~250N因此需要加裝真空助力器。式中：：真空助力比，取12。=2746/12=228.8N轎車制動踏板力一般不應超過500N~700N。液壓制動踏板機構的設計受駕駛員能發揮的踏板力影響，這取決于人體的因素?？紤]到女性和身體較弱的駕駛員，設計選取200~250N的踏板力產生1.0g的減速度；另外，作用在制動手柄上的力對轎車不應該超過400N；對貨車不應超過600N。經驗證設計符合要求5.4.2制動踏板工作行程xp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；在確定主缸容積式，應考慮到制動器零件的彈性變形、熱變形以及制動襯塊的正常磨損量等，還應考慮到用于制動驅動系統信號指示的制動液體積。因此，制動踏板的全行程（至與地板相碰的行程）應大于正常工作行程。制動器調整正常時的踏板工作行程約為踏板行程