家用轎車盤式制動器設計

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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 ,which based on the data of brake system used in callola. 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 Disc; Collora; Piston；Synchronous Coefficient 目 錄 第1章 緒論 1 1.1制動器的介紹與特點 1 1.2國內汽車盤式制動器應用情況 2 第2章 制動器的設計原則 4 2.1汽車盤式制動器 4 2.2卡羅拉盤式制動器的結構與工作原理 4 2.3 制動器設計的一般原則 6 2.3.1制動驅動機構的選擇 7 2.3.2制動管路的選擇 7 2.4 本章小結 8 第3章 制動器結構設計 9 3.1 豐田COLLORA的主要技術參數 9 3.2 制動系統的主要參數選擇及計算 8 3.2.1同步附著系數 9 3.2.2制動強度和附著系數利用率 11 3.2.3制動器最大制動力矩 12 3.2.4 制動器因數 12 3.3 制動器的結構參數與摩擦系數 13 3.3.1制動盤結構參數 13 3.3.2摩擦襯塊的結構參數 14 3.4 制動器主要零件的結構設計 16 3.4.1制動底板 16 3.4.2制動輪缸 16 3.4.3制動盤 16 3.4.4制動鉗 16 3.4.5摩擦材料 16 3.4.6摩擦襯塊 18 3.4.7制動摩擦襯片 18 3.4.8制動間隙 18 3.5本章小結 18 第4章 制動系統驅動機構的設計 19 4.1 制動輪缸設計 19 4.1.1 制動輪缸直徑與工作容積 19 4.1.2 制動輪缸活塞寬度與筒壁寬度 20 4.2 制動主缸設計 21 4.2.1 制動主缸直徑與工作容積 21 4.2.2 制動主缸活塞寬度與筒壁寬度 22 4.3制動主缸行程的計算 22 4.4制動踏板力與踏板行程 23 4.5真空助力器 24 4.6制動力分配調節裝置 25 4.7 本章小結 26 結論 27 參考文獻 28 致謝 29 附錄 30 家用轎車(豐田卡羅拉)盤式制動器的改進設計 第1章 緒 論 1.1制動器的介紹與特點 現在，盤式制動器在汽車上已經越來越多地被采用，特別是在轎車上已被廣泛采用。盤式制動器在液力助力下制動力大且穩定，在各種路面都有良好的制動表現，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。 汽車制動系可分為行車、駐車、應急、輔助內部分裝置。任何制動裝置都具有供能裝置、控制裝置、傳動裝置和制動器四個部分組成。較為完善的制動系還具有制動力調節裝置，以及報警裝置、壓力保持裝置。 盤式制動器多用于汽車的前輪，有不少車輛四個車輪都用盤式制動器。制動盤裝在輪級上、與車輪及輪胎一起轉動。當駕駛員進行制動時，主缸的液體壓力傳遞到盤式制動器。該壓力推動摩擦襯片靠到制動盤上，阻止制動盤轉動。 現在，盤式制動器在汽車上已經越來越多地被采用，特別是在轎車上已被廣泛采用，在很多中高級轎車上，前后輪都已經采用盤式制動器。盤式制動器在液力助力下制動力大且穩定，在各種路面都有良好的制動表現，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。 按摩擦副中固定元件結構，盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。 固定鉗盤式在汽車上用的最早（50年代就開始使用），優點是：除活塞和制動塊外無滑動件，這易保證鉗的剛度，易實現從鼓式到盤式的改進，也能適用分路系統的要求。 近年來，由于汽車性能要求的提高，固定鉗盤式的缺點，暴露較明顯，因而導致浮動鉗（特別是滑動鉗）的迅速發展。首先，固定鉗至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側，所以須有橫跨的內部油道或外部油道來連通，這就使制動器的徑向和軸向尺寸加大，布置也較難；而浮動鉗的外側無油缸，可將制動器進一步移進輪轂；其次，在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化，浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了受熱機會。所以制動溫度可以比固定鉗低30-50℃，又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一半，造價大為降低。 1.2國內汽車盤式制動器應用情況 隨著我國汽車工業技術的發展,特別是轎車工業的發展,合資企業的引進，國外先進技術的進入，汽車上采應用盤式制動器配置才逐步在我國形成規模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性，滿足人們不斷提高的生活物質需求、改善生活環境等方面都發揮了很大的作用。 1）在轎車、微型車、輕卡、SUV及皮卡方面：在從經濟與實用的角度出發，一般采用了混合的制動形式，即前車輪盤式制動，后車輪鼓式制動。因轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%－80%，所以前輪制動力要比后輪大。生產廠家為了節省成本，就采用了前輪盤式制動，后輪鼓式制動的混合匹配方式。采用前盤后鼓式混合制動器，這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為汽車在緊急制動時，軸荷前移，對前輪制動性能的要求比較高，這類前制動器主要以液壓盤式制動器為主流，采用液壓油作傳輸介質，以液壓總泵為動力源，后制動器以液壓式雙泵雙作用缸制動蹄匹配。目前大部分轎車(中檔類如夏利、吉 利、神龍富康、捷達)、微型車（長安之星、昌河、豐田海獅、天津華利、江鈴全順）、高端輕卡（東風小霸王、江鈴、瑞風、南京依維柯）、SUV及皮卡（湖南長豐、江鈴皮卡）等采用前盤后鼓式混合制動器。2004年我國共產此類車計110萬輛以上。但隨著高速公路等級的提高，乘車檔次的上升，特別上國家安全法規的強制實施，前后輪都用盤式制動器是趨勢。 2）在大型客車方面：氣壓盤式制動器產品技術先進性明顯，可靠性總體良好，具有創新性和技術標準的集成性。歐美國家自上世紀90年代初開始將盤式制動器用于大型公交車。至2000年，盤式制動器（前后制動均為盤式）已經成為歐美國家城市公交車的標準配置。我國從1997年開始在大客車和載重車上推廣盤式制動器及 ABS防抱死系統，因進口產品價格太高，主要用于高端產品。2004年7月1日交通部強制在7---12米高Ⅱ型客車上 “必須”配備后，國產盤式制動器得以大行其道。北京公交電車公司、上海公交、武漢公交、長沙公交、深圳公交、廣州公交等公司，都在使用為大客車匹配的氣壓盤式制動器。生產廠家主要有：宇通公司2004年產20000多輛客車，其中使用盤式制動器的客車已占一半多；宇通公司自制底盤部份是由二汽在EQ153前后橋基礎升級更改的，每年有10000多套。二汽東風車橋用EQ153前后橋改型匹配氣壓盤式制動器的前后橋總成約占6000套以上，是宇通公司最大的氣壓盤式制動器橋供應商。宇通公司每年需在一汽采客車底盤3000多臺，一汽客底2004年供了2000多臺，其中帶盤式制動器占一半以上。如一汽客底采用4E前轉向系統配置氣壓盤式制動器前橋、11噸420后橋裝在6100（10米）豪華客車上； 7噸盤式前橋與13噸435后橋配裝在6120（12米）豪華客車上等，都是宇通公司市場前景較好，利潤附加值很高的車型。江蘇金龍客車的7-9米高Ⅱ型客車客車采用湖橋供帶盤式制動器的車橋2004年在5500臺左右。廈門金龍客車10-12米高Ⅱ型客車以上客車、丹東黃?？蛙?0-12米高Ⅱ型客車、安徽凱斯鮑爾等等國內知名的大型廠家均已在批量生產帶盤式制動器的高檔客車。 3）重型汽車方面：作為重型汽車行業應用型新技術，氣壓盤式制動器的已經屬成熟產品，目前具有廣泛應用的前景。2004年3月紅巖公司率先在國內重卡行業中完成了對氣壓盤式制動器總成的開發。2005年元月份中國重汽卡車事業部在提升和改進卡車底盤的過程中，在橋箱事業部配合下，將22.5英寸氣壓盤式制動器成功嫁接到了重汽斯太爾重卡車前橋上。氣壓盤式制動器在重汽斯太爾卡車前橋上的成功“嫁接”，解決了令整車廠及用戶困擾已久的傳統鼓式制動器制動嘯叫、頻繁制動時制動蹄片易磨損、雨天制動效能降低等一系列問題。氣壓盤式制動器首次在斯太爾卡車前橋上的應用，也為今后開發重汽高速卡車提供了經驗和技術儲備。與此同時陜西重汽、北汽福田、一汽解放、東風公司、江淮汽車等國內大型汽車廠均完成了盤式制動器在重型汽車方面的前期型試試驗及技術貯備工作，盤式制動器在某些方面可以說成為未來重卡制動系統匹配發展的新趨勢。 綜合以上各項，參照所給參數以現代汽車上實際采用的型式，確定設計的浮動鉗盤式制動器在市場是有很大的開發前景的。 第2章 制動器的設計原則 汽車制動系統總體方案設計，主要涉及制動器的結構型式選擇，制動驅動機構的結構型式選擇，制動管路布置結構型式的選擇等三個方面。本章將就這三個方面的問題進行分析論證 2.1汽車盤式制動器 按摩擦副中固定元件結構，盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。 固定鉗盤式在汽車上用的最早（50年代就開始使用），優點是：除活塞和制動塊外無滑動件，這易保證鉗的剛度，易實現從鼓式到盤式的改進，也能適用分路系統的要求。 近年來，由于汽車性能要求的提高，固定鉗盤式的缺點，暴露較明顯，因而導致浮動鉗（特別是滑動鉗）的迅速發展。首先，固定鉗至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側，所以須有橫跨的內部油道或外部油道來連通，這就使制動器的徑向和軸向尺寸加大，布置也較難；而浮動鉗的外側無油缸，可將制動器進一步移進輪轂；其次，在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化，浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了受熱機會。所以制動溫度可以比固定鉗低30-50度，又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一半，造價大為降低。 綜合以上各項，參照所給參數以現代汽車上實際采用的型式，確定本設計的前輪制動器為浮動鉗盤式制動器。 2.2卡羅拉車盤式制動器的結構與工作原理 浮鉗盤式制動鉗的工作原理：如圖2.2所示，制動鉗殼體2用螺栓5與支架1相連接，螺栓5兼作導向銷。支架1固定在前懸架焊接總成(亦稱車輪軸承殼體)的法蘭板上，殼體2可沿導向銷與支架作軸向相對移動。支架固定在車軸上，摩擦塊11和12布置在制動盤13的兩側。制動分泵8設在制動鉗內。制動時，制動鉗內油缸活塞8在液壓力作用下推動內摩擦塊12，壓靠到制動盤內側表面后，作用于分泵底部的液壓力使制動鉗殼體在導向銷上移動，推動外摩擦塊11壓向制動盤的外側表面。內、外摩擦塊在液壓作用下，將制動盤的兩側面緊緊夾住。由于制動盤是緊固在前輪轂上的，因此實現了前輪的制動。 前制動器的制動間隙是自動調節的。它是利用分泵活塞密封圈4的彈性變形來實現的。制動時，橡膠密封圈變形，制動一結束，密封圈恢復原狀，活塞在彈性作用下回到原位。在制動盤和內、外摩擦塊磨損后引起制動間隙變大，超過活塞8的設定行程時，活塞在制動液壓力作用下克服密封圈的摩擦阻力繼續向前移，直到完全制動為止。活塞和密封圈之間的相對位移補償了過量的間隙，制動間隙一般單邊 圖 2.1 卡羅拉前輪盤式制動器 1—車輪螺栓 2—制動盤 3—擋塵盤螺栓 4—擋塵盤 5—轉向節 6—彈簧片 7—制動襯塊 8—制動鉗殼體 9—套筒（下） 10—襯套（下） 11—隔離襯套（下）12—隔離襯套（上） 13—緊固螺栓（下） 圖2.2 卡羅拉前輪盤式制動器 1—支架 2—制動鉗殼體 3—活塞防塵罩 4—活塞密封圈 5—螺栓 6—導套 7—導向銷防塵罩 8—活塞 9—止動彈簧 10—放氣螺栓 11—外側摩擦塊12—內側摩擦塊 13—制動盤 14—緊固螺栓（上） 15—襯套（上） 16—套筒（上） 為0.05-0.15mm。內、外摩擦塊的材料采用以石棉為主、混合樹脂并與樹脂結合的材料與鋼板通過螺栓連接在一起制成的。 2.3制動器設計的一般原則 1 制動器效能，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。在評比不同結構形式的制動器效能時，常用一種稱為制動效能因數的無因次指標。制動效能因數的定義為：在制動鼓和制動盤的作用半徑上所得到的摩擦利于輸入力之比。 2 制動器效能恒定性，即汽車高速行使或下長坡連續制動時汽車制動效能保持的程度。如前所述，影響摩擦因數的因素包括摩擦副材料、摩擦副表面溫度和水濕程度。因為制動過程是及時把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉化為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷狀態時的制動效能，已成為設計汽車制動器時要考慮的一個重要問題。由于領蹄的效能因數大于從蹄，穩定性卻比從蹄差，因此各種鼓式制動器的效能因數取決于兩蹄的效能因數，故就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在著效能本身與其穩定性的矛盾。而盤式制動器的制動效能最為穩定。 要求制動器的熱穩定性好，除選擇其效能因數對摩擦系數敏感性較低的制動器類型外，還要求摩擦材料有較好的抗熱衰退性和恢復性，并且應使制動鼓（制動盤）有足夠的熱容量和散熱能力。 3 制動器間隙調整，是汽車保養作業較為頻繁的項目之一。故選擇調整裝置的結構形式和安裝位置必須保證調整操作方便。最好采用間隙自動裝置。 4 制動器的尺寸和質量。隨著現代汽車車速的日益提高，處于汽車行駛穩定性的考慮，輪胎尺寸往往選擇較小。這樣，為了保證所要求的制動力矩而確定的制動鼓（制動盤）直徑就可能過大而難以在輪轂內安裝。因而應選擇尺寸小而效能高的制動器形式。對于高速轎車，為提高制動時的穩定性，在前懸架（獨立懸架）設計中，一般采用較小的主銷偏移距。為此，前制動器位置有時不得不外移到更靠近輪轂，導致其布置困難。車輪制動器為非簧載質量，故應盡可能減輕其質量，以改善行駛平順性。 5 噪音的減輕。制動噪音的現象很復雜。大致來說，噪音分為低頻高頻兩種。在低頻噪音中，常遇到的是制動時停車的喀擦聲，這主要是由制動鼓或者制動鉗的共振造成的。高頻噪聲一般可通過制動蹄或制動盤共振產生?；蛘呤怯捎谀Σ烈r片或襯塊彈性震動造成的。 影響的噪聲的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即動摩擦系數對摩擦速度的變化關系。動摩擦系數隨速度的增高而減低的程度愈大，愈易激發震動而產生噪聲。此外，制動器輸入壓力越大，噪聲也越大，而壓力高大一定程度以后則不再有噪聲。制動溫度對噪聲也有影響。在制動器的設計中采取某種措施，可以在相當的程度上消除某種噪聲，特別是低頻噪聲。對高頻的建交省的消除，目前還比較困難。應當注意，為消除噪聲而采取的某種措施，有可能產生制動力矩的下降和踏板行程損失等副作用。 2.3.1制動驅動機構的選擇 液壓式驅動機構： 優點： a.制動時可以得到必要安全性，因為液壓系統內系統內壓力相等，左右輪制動同時進行； b.易保證制動力正確分配到前、后輪，因為前、后輪分泵可以做出不同直徑； c.車振或懸架變形不發生自行制動； d.不須潤滑和時常調整； 缺點： a當管路一處泄漏，則系統失效； b低溫油液變濃，高溫則汽化； c不可長時間制動。 但綜合來看，油壓制動還是可取的，且得到了廣泛的應用。 2.3.2制動管路的選擇 出于取安全上的考慮，汽車制動應至少有兩套獨立的驅動制動器的管路。汽車的雙 回路制動系統有以下常見的五種分路型式： 1 一軸對一軸（Ⅱ）型，（圖a），前軸制動器與后橋制動器各用一個回路； 2 交2叉（X）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； 3 一軸半對半軸（HI）型（圖c），每側前制動器的半數輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬于另一個回路； 4 半軸一輪對半軸一輪（LL）型（圖d），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作用； 5 雙半軸對雙半軸（HH）型（圖e），每個回路均只對每個前后制動器的半數輪缸起作用。 其中Ⅱ型的管路布置最為簡單，成本較低，目前在各種汽車特別是在貨車上用的最廣泛。但這種型式后制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉彎能力。 X型的結構也很簡單。直行制動時任何一回路失效，剩余總制動力都能保持正圖2.3 不同的雙管路系統布置 常值的50％。但一旦某一管路損壞則造成制動力不對稱，使汽車喪生穩定性。因此該方案適用于主銷偏移距為負值的汽車上，以改善汽車穩定性。 HI、HH、LL型的結構都較為復雜，本次設計不予考慮。X型的布置方案可適于本次設計。 2.4本章小結 本章主要介紹：汽車盤式制動器分類，捷達轎車浮動鉗盤式制動器的結構與工作原理。敘述了制動器設計的一般原則以及驅動機構的選擇、制動管路的選擇。通過查閱資料、書籍使我更深的了解了盤式制動器的結構也工作原理，掌握了基本的設計方向。 第3章 制動器結構設計 3.1 豐田COLLORA的主要技術參數 車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規定，行車制動 必須作用在車輛的所有的車輪上。 在制動器設計中需預先給定的整車參數如表3.1所示 表3.1 豐田卡羅拉整車參數 已知參數 車型2.0LGLX 軸距L（mm） 2600 整車整備質量（Kg） 1335 滿載質量（Kg） 1805 最小離地間隙（mm） 160 最大扭矩(N·m) 173 3.2 制動系統的主要參數選擇及計算 3.2.1同步附著系數 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。 （1）當時 線在曲線下方，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 線位于曲線上方，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，這時也是一種穩定工況，但也喪失了轉向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強度。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。附著條件的利用情況可以用附著系數利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定 (3.1) 式中： —汽車總的地面制動力（N）； —汽車所受重力(N)； —汽車制動強度(N)。 當時，，，利用率最高。 現代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甚至甩尾會發生掉頭而喪失操縱穩定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢。國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數：轎車??；貨車取為宜。 我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協調性要求》中規定了除、外其他類型汽車制動強度的要求。 對于制動強度在0.15-0.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數利用直線平行的兩條直線（如圖3.1）之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足1.2的要求[4]。 參考與同類車型的值，取。 圖3.2 、外的其他類別車輛的制動強度與附著系數 3.2.2制動強度和附著系數利用率 根據選定的同步附著系數，已知： （3.2） 式中： —汽車軸距，mm； —制動力分配系數； —滿載時汽車質心距前軸中心的距離(M)； —滿載時汽車質心距后軸中心的距離(M)； —滿載時汽車質心高度(M)。 求得： 進而求得 （3.3） 式中： —制動強度(N)； —前軸最大制動力矩（Nm）； —后軸最大制動力矩（Nm）； —車輪有效半徑(M)； G—汽車滿載質量(Kg)。 取最大附著系數為0.85 3.2.3制動器最大制動力矩 Nm 后軸大制動力矩是818.5Nm （3.4） =5804Nm 所以前輪制動器為2902N 3.2.4 制動器因數 1、動減速度 J= （3.5) 其中： —前后輪總制動扭矩818.5+2902=3720.5Nm Re—有效半徑0.316m m— 滿載質量1785kg 所以 轎車的制動減速度是5.8-7 m/，所以符合要求 2、制動距離 在勻減速制動時，距離S為： （3.6） 式中： —消除制動盤與襯塊間隙時間，取0.1s； —制動力增長過程所需時間，取0.2s； V=30km/h 故 轎車的最大制動距離： 所以符合要求。 3.3 制動器的結構參數與摩擦系數 3.3.1制動盤結構參數 1、制動盤直徑D選擇 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤的直徑D受輪輞直徑的限制，通常，制動盤的直徑D選擇輪輞直徑的70％～79％，而總質量大于2t的汽車應取上限 根據GB/T 7019-1993 3.22表2圖2 ，取制動盤直徑mm 2、制動盤厚度h選擇 制動盤厚度h直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。 根據根據GB/T 7019-1993 3.22表2圖2，選h=30。 表3.3 制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量t 單個制動器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 3.3.2摩擦襯塊的結構參數 1、摩擦襯塊內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑錯誤！未找到引用源。與內半徑的比值不大于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。 取摩擦襯塊外半徑，內半徑 摩擦襯塊半徑選取符合要求 2、摩擦襯塊工作面積A 推薦根據制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選取。汽車空載質量為1335kg，設前輪空載載荷為800kg。所以，800/(3.5*4) A800/ (1.6*4) , 即57A125 取襯塊夾角為86°，則襯塊工作面積： 3、摩擦襯片的磨損特性計算 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)的一部分轉變為熱量而耗散的過程。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力的任務。此時由于在短時間內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，則襯片的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。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。 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 (3.7） 式中： —汽車回轉質量換算系數=0 =1; —汽車總質量（kg）； ，—汽車制動初速度與終速度，=27.8 m/s; —制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； —制動時間，s； Al—前制動器襯片的摩擦面積()； —制動力分配系數。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 盤式制動器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。 3.4 制動器主要零件的結構設計 3.4.1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，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 因此，本設計制動底板采用熱軋鋼板沖壓成形，制動底板的厚度取5mm。 3.4.2制動輪缸 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；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。由于采用的是領從蹄式的制動器，缸體材料采用HT250的鑄鐵，兩個活塞推動。 3.4.3制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面不平行度不應大于 0.008mm，盤面擺差不應大于 0.1mm。 本設計采用通風式制動盤。 3.4.4制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 K TH370—12 或球墨鑄鐵 QT400—18 制造， 也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩個由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體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裝嵌入鉗體中的。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?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。 3.4.5摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的材料。 表3.4 汽車制動器摩擦襯片的摩擦性能 類別 項 目 試驗溫度 100℃ 150℃ 200℃ 250℃ 300℃ 350℃ 1 類 摩擦系數 0.30～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 —— —— —— 指定摩擦系數的允許偏差 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤1.00 ≤2.00 ≤3.00 —— —— —— 2 類 摩擦系數 0.25～0.65 0.25～0.70 0.20～0.70 0.15～0.70 —— —— 指定摩擦系數的允許偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤2.00 —— —— 3 類 摩擦系數 0.25～0.65 0.25～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 0.15～0.70 —— 指定摩擦系數的允許偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 ±0.14 —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 ≤3.00 —— 4 類 摩擦系數 0.25～0.65 0.25～0.70 0.25～0.70 0.25～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 指定摩擦系數的允許偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 ±0.14 ±0.14 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 ≤2.50 ≤3.50 目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片規格模壓，其優點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片具有不同的摩擦性能和其他性能。 各種摩擦材料摩擦系數的穩定值約為0.3～0.5，少數可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數愈高的材料其耐磨性愈差[8]。 3.4.6摩擦襯塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩 形、正方形或長圓形的。活塞應能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發生卷角而引 起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝，以便及時更換摩擦襯片。制動塊的厚度取21mm。 3.4.7制動摩擦襯片 在GB 5763-1998《汽車用制動器襯片》中，將制動摩擦襯片按用途分成4類，其中，第1類為駐車制動器用；第2類為微型、輕型汽車鼓式制動器用；第3類為中重型汽車的鼓式制動器用；第4類為盤式制動器用[17]。 3.4.8制動間隙 制動鼓與摩擦襯片之間或者制動盤與摩擦陳片之間在未制動的狀態下應有工作間隙，以保證制動盤能自由轉動。一般盤式間隙為0.2-0.5mm;盤式制動器能為0.1-0.3mm。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因為間隙量應盡量小。考慮到在制動過程中摩擦副可能產生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態下應有的間隙同過實驗來確定。在笨設計中，盤式制動間隙取0.1mm. 另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯片或者摩擦襯塊的磨損而使間隙加大，因此制動器必須設有間隙調節裝置。當前，盤式制動器間隙調整均已經自動化。 3.5本章小結 本章主要對COLLORA車的制動系統的同步附著系數進行選擇，并對制動強度，附著系數利用率，最大制動力矩以及制動因數進行計算。此外，本章節也對制動器的主要構件，包括制動底板，制動盤，制動襯塊，制動襯片等進行了設計。 第4章 制動系統驅動機構的設計 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 4.1 制動輪缸設計 4.1.1 制動輪缸直徑與工作容積 為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏板力與踏板行程、踏板機構的、傳動比，以及說明采用增壓助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 制動輪缸對制動體的作用力與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓壓力之間有如下關系式： （4.1） 式中： —考慮制動力調節裝置作用下的輪缸或管路液壓，8MPa -12MPa。 制動管路液壓在制動時一般不超過10MPa~12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力越高則輪缸直徑就越小，但對管路尤其是制動軟管廈管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格[9]。 輪缸直徑應在GB 7524—87標準規定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。 制動輪缸致敬與工作容積 根據前面算得的結果： ，選取MPa，求： 由此，選取制動輪缸的直徑mm 一個輪缸的工作容積 （4.2） 式中： —一個輪缸活塞的直徑(mm）； —輪缸的活塞數目； —一個輪缸活塞在完全制動時的行程： （4.3） 在初步設計時，制動器可取mm-2.5mm； —消除制動襯片與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器等于相應制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍； —由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算； —分別為鼓式制動器的蹄的變形與鼓的變形而引起的輪缸活塞行程，其值由試驗確定。 選取mm，求一個輪缸的工作容積。 4.1.2 制動輪缸活塞寬度與筒壁寬度 根據已有的公式計算活塞的寬度 （4.4） 于是求知： 現取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。 式中： —輪缸壁厚(mm)； —試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）； —缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數，一般取n=5）。 由于mm2.6mm所以壁厚強度滿足要求。 4.2 制動主缸設計 4.2.1 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸的直徑應符合GB 7524—87的系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。 （4.5） 式中： —全部輪缸的總工作容積； —制動軟管在液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，貨車取，式中為全部輪缸的總工作容積。 主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： 取因此 求知 根據GB 7524—87的系列尺寸取 =1.9 4.2.2 制動主缸活塞寬度與筒壁寬度 根據已有的公式計算活塞的寬度 于是求知：mm。 現取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。 （4.6） 式中： —輪缸壁厚(mm)； —試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）； —缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數，一般取n=5）。 由于mm5.41mm所以壁厚強度滿足要求。 4.3制動主缸行程的計算 制動主缸行程的計算方法很多。在本次設計中采用，根據制動器間隙的設定值換算主缸的行程[１０]。 （4.7） 式中： —制動主缸的行程(mm)； —輪缸活塞的面積（mm2）； —主缸活塞的面積（mm2）； —制動蹄支點到制動力作用點的距離（mm）； —制動蹄支點到中心距離（mm）； —制動鼓與制動蹄的間隙（mm）。 4.4制動踏板力與踏板行程 制動踏板力Fr可用下式驗算： （4.8） 式中： —制動主缸活塞直徑(mm)； —制動管路的液壓； —制動踏板機構傳動比，； ——真空助力器的助力比； —制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取。 通常，汽車液壓驅動機構制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比，當較小時，其活塞行程及相應的踏板行程便要加大。 制動踏板工作行程為 (4.9) 式中： —主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm-2.0mm； —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。 在確定主缸容積時，應考慮到制動器零件的彈性變形、熱變形以及制動襯片正常磨損量等，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全行程的40%-60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。 踏板力一般不應超過500N-700N。踏板全行程對貨車不應超過170mm-180mm。此外，作用在制動手柄上的力對貨車不應超過600N。制動手柄行程對貨車不應超過220mm。 為了避免空氣進入制動管路，在主缸活塞回位彈簧(同時亦為回油閥彈簧)的計算中，應保證在制動踏板被放開以后，制動管路中仍能保持0.05Mpa~0.14MPa的殘余壓力。 4.5真空助力器 1、真空助力器的選擇標準 若以表示總制動力與踏板力的比值，即。 如果的平均值大于18（最大允許到22），該汽車則應安裝真空助力器。因此，需要真空助力器。 2、助力比的確定 汽車可能達到的總制動力是 (4.10) 式中： —踏板力(N)；對于轎車 200～250；對于貨車 300～450； —踏板行程(mm)； —一個制動器的動作行程(mm)； —制動器的效能因素； —制動器作用半徑(mm)； —輪胎有效半徑(mm)； —效率。 無助力時，總制動力與踏板力的比值與踏板力的比值。 德國Teves公司提供上述參數的經驗數據如下表所示。根據上面公式，當總制動力 與踏板力確定后，利用這些數據則可求出助力器助力比。 表4.1 公式中數據取值范圍 參數 簡單盤式制動器 120～160 2.2～2.6 2.0～2.4 0.34～0.40 0.70～0.74 11～24 真空助力器助力比的典型值范圍一般為2.5～8.0。它能保證安全減速的汽車最 大質量和真空助力比成線形關系。設計必須考慮如果助力比太大能出現真空度失控現象，減速度的明顯降低將是無法接受的，因此真空助力比符合設計要求。 4.6制動力分配調節裝置 按照GB12676-1999的規定，未安裝防抱死裝置的M、N類車輛制動力在車軸之 的分配，應符合該標準附錄B的要求。對于大多數汽車來說，必須采用制動力調節裝置以滿足這一要求。 從制造成本方面考慮，在滿足國家相關標準的前提下，采用感載比例閥作為其制動力分配的調節裝置。 感載比例閥： 感載比例閥如圖4.2所示。 閥體3安裝在車身上，活塞4右部的空腔內有閥門2。不制動時，在感載拉力彈簧6通過杠桿5施加的推力F的作用下，活塞4處于右極限位置，閥門2因其桿部頂觸螺塞1而處于開啟位置。制動時，來自主缸的制動液由進油口A進入，并通過閥門從出油口B輸出至后促動管路。此時，輸出壓力（壓強）等于輸入壓力（壓強）。因活塞右端承壓面積大于活塞左端承壓面積，故和對活塞的作用力不等，于是活塞不斷左移，最后使其上的閥座與閥門接觸而達到平衡狀態。此后，的增量將小于的增量。 1—螺塞；2—閥門；3—閥體；4—活塞； 5—杠桿；6—感載拉力彈簧；7—搖臂；8—后懸架橫向穩定桿 圖4.2 液壓感載比例閥及其感載控制機構 4.7 本章小結 本章主要對制動系統制動主缸，制動輪缸進行了設計分析并對相關的校核進行了計算。對主缸的行程進行了計算。介紹了串列式制