日產軒逸 1.6L 轎車制動系統優化設計（含CATIA三維圖）

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to work.Structural analysis and design calculation of car braking system are an important step of work.This article focused on structural analysis and design calculation of car braking system,and carried out an analytical study of car braking performance.At first,this thesis systematically collated and summarized the car braking performance,detailed the description of the structure and various components,basic working principle of car braking system,discussed the function of car brake system and evaluation methods of car braking performance,specifically described and summed up the design requirements of car brake system and our countrys laws and regulations on requirements of the car braking system.And then according to automotive theory,this thesis established a mathematical model of car braking system when braking force,and carried out the theoretical analysis and derivation of formula for the car braking process,the ideal braking force distribution curve,the use of front axle and rear axle braking force attachment coefficient,the braking torque of brake and the parking brake performance on the slope and so on.Finally,this thesis designed and calculated a specific car braking system,analysed and demonstrated the results of calculation,adjusted the structure parameters of car brake force distribution system so that the car braking force distribution,the braking deceleration,the parking brake performance on the slope and the braking performance can fully meet the requirements of our countrys laws and regulations.Tnen three-dimensional modeling,two-dimensional drawing and optimization analysis.Key Words：Braking systems;Disc brakes;Parameter design;Optimal design 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-III-目 錄 摘 要.I Abstract.II 第一章 緒論.1 1.1 引言.1 1.2 國內外汽車制動系統設計技術研究概況.2 1.2.1 國外研究現狀.2 1.2.2 國內研究現狀.3 1.3 論文目標及主要工作內容.4 第二章 轎車制動系統組成及結構分析.5 2.1 制動系統的作用.5 2.2 制動系統的種類.5 2.3 制動器的選取.6 2.4 本章小結.9 第三章 制動系統的設計計算.10 3.1 制動器的設計要求.10 3.2 設計基礎參數.10 3.3 制動系的主要參數及其選擇.11 3.3.1 制動力與制動力分配系數.11 3.3.2 制動力矩的計算.15 3.3.3 同步附著系數.16 3.3.4 制動強度和附著系數利用率.18 3.3.5 汽車的駐車能力計算.19 3.4 盤式制動器結構參數的確定.21 3.4.1 制動盤直徑.21 3.4.2 制動盤厚度.21 3.4.3 摩擦襯塊的內半徑和外半徑.22 3.4.4 制動襯塊工作面積.23 3.4.5 摩擦片摩擦系數.23 3.4.6 制動襯塊的設計計算.23 3.4.7 摩擦襯塊磨損特性的計算.24 3.5 盤式制動器間隙的調整方法及相應機構.25 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-IV-3.6 制動驅動機構設計計算.26 3.6.1 制動驅動機構的結構型式選擇.26 3.6.2 制動管路的選擇.26 3.6.3 制動輪缸的分析計算.28 3.6.4 制動踏板力與踏板行程.29 3.7 本章小結.29 第四章 制動器優化設計與分析.30 4.1 數學模型的建立.30 4.2 設計變量.30 4.3 目標函數.31 4.4 約束條件.32 4.4.1 性能約束.32 4.4.2 幾何約束.32 4.5 數學模型.33 4.6 優化結果及其分析.33 4.6.1 優化程序.33 4.6.2 優化結果.34 4.6.3 優化前后結果對比分析.35 4.7 制動鉗有限元分析.35 4.8 本章小結.36 結 論.37 經濟性分析.38 致 謝.39 參考文獻.40 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-1 第一章 緒論 1.1 引言 汽車工業的發展已有一百多年的歷史。隨著汽車工業迅速發展和人們消費水平日益提高，汽車成為當今世界上最重要的交通運輸工具和人類社會活動中難以或缺的重要工具。經過幾十年的改革開放，我國經濟發展和人民生活水平得到不斷提高，汽車工業發展迅速，我國轎車需求量也保持快速增長。根據國家統計局的統計數據如下表 1-1 可以清晰看到我國的汽車產量從 1997 年的約158.2 萬輛猛增到 2008 年的約 934.51 萬輛；其中轎車從 1997 年的約 48.7 萬輛迅速增到 2008 年的約 503.73 萬輛，同時轎車所占的比例從 1997 年的約 30.8%增到 2008 年的約 54.0%。隨著轎車的產量和保有量增加，轎車也迅速地改變著現代世界的面貌，加快著社會快節奏地運轉。表 1-1 近年來我國轎車產量情況 年份 汽車產量(萬輛)轎車產量(萬輛)轎車比例(%)1997 158.20 48.70 30.8 1998 162.90 50.70 31.1 1999 183.00 57.00 31.1 2000 206.91 60.47 29.2 2001 233.40 70.30 29.9 2002 325.10 109.10 33.5 2003 444.37 201.89 45.4 2004 507.05 231.63 45.7 2005 570.77 278.89 48.8 2006 727.97 382.89 52.6 2007 888.24 479.77 54.0 2008 930.59 503.81 54.1 2009 1379.53 748.48 54.3 2010 1826.53 957.59 52.4 2011 1841.60 1012.70 55.0 轎車給人們帶來快捷和方便的同時，也帶來了環境污染與交通事故等一些危害。隨著轎車產量和保有量的增長，轎車速度不斷提高，道路交通壓力加大，哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-2 道路交通安全問題己成為世界性的社會問題。全世界每年死于道路交通事故的人數估計超過 50 萬人，傷 1000 萬人，而我國則是世界上交通事故最嚴重的國家。我國道路交通事故起數及死亡人數仍呈逐年上升趨勢，且上升幅度逐年加大，這種趨勢在隨后幾年中將仍然持續。嚴峻的現實使人們不能不正視轎車安全性問題。人們在注重轎車的動力性、經濟性、舒適性、通過性、操縱穩定性等性能的同時，更強調轎車的安全性。轎車安全性能越來越為人所關注。轎車安全性能的研究已經成為車輛研究的重點。車輛的制動性能是衡量汽車安全性的一個重要標準。制動效能不佳和制動時方向失控是造成車輛重大交通事故的主要原因之一。轎車安全性研究資料表明 40%道路交通事故與轎車的制動性能有關，其中 10%的道路交通事故是因轎車高速行駛或在不良路面上行駛進行緊急制動，車輪抱死而發生側滑或跑偏，使轎車失去操縱性和穩定性引起的。轎車的制動性能直接關系到人們的生命財產安全。從轎車誕生時起，制動系統在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。第二次世界大戰以后，由于轎車技術的迅速發展和道路條件的不斷改善，轎車速度提高很快，與此同時，貨車和客車向大型化發展，其最大質量也有不同程度增加。另一方面，由于道路行車密度的日益增大，交通事故頻繁發生，引起了公眾對道路交通安全的密切關注。這些因素對制動系統提出了更加苛刻的要求促使它做出相應改進。隨著電子技術的發展，電子控制制動防抱死系統 ABS 和電子穩定程序 ESP 的應用成為可能，它們能有效地防止制動時車輪抱死，從而提高制動方向穩定性并縮短制動距離。1.2 國內外汽車制動系統設計技術研究概況 1.2.1 國外研究現狀 國外汽車設計和性能研究從 70 年代起已進入自動化階段，運用現代設計方法，如計算機數字仿真、優化設計、可靠性設計等取代傳統設計方法。CAD 是現代汽車設計采用的重要手段之一，主要應用于汽車的總布置設計，車身設計，造型設計，零部件優化設計及汽車整車和零部件的動態性能分析。應用 CAD 技術開發汽車新產品可以減少樣機的制造和實測時間，縮短產品開發周期，優化汽車性能參數，提高產品質量和可靠性，降低開發成本，增強產品市場競爭力。實踐表明：發達國家汽車公司開發汽車新產品的周期短、成本低、品質優，主哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-3 要與他們重視利用計算機技術有關。在七十年代初，美國密西根大學的學者們就將計算機模擬技術應用到汽車制動動態過程研究中，運用較為簡練的汽車動力學模型編制了模擬小客車、載貨車和牽引車一掛車制動及操縱等三種計算機模擬程序2。其中制動性能計算程序以制動效能作為評價指標，可對汽車制動性能進行預測并提供所需的其它各項計算功能。1994 年日本五十鈴公司開發了小型車制動系專家設計系統，主要用于汽車制動性能的推理設計，使得設計的車輛具有良好的制動性能，在省時、省力的基礎上得到最佳設計方案3。1.2.2 國內研究現狀 隨著我國高速公路及高等級公路的大量興建，汽車平均行駛速度的提高，加上車流密度的增加，對車輛制動性能的要求日趨嚴格。汽車的一些標準與法規也逐漸與國際接軌，我國的制動法規 GB12676-1999(車制動系統結構、性能和試驗方法)基本引用了 ECER13(歐洲經濟委員會汽車制動法規)的有關條款。近十幾年國內學者在汽車制動系統 CAD 研究方面做了很多工作。1998 年，北京理工大學張濱剛以 BJ2020SG 吉普車為研究對象，通過理論分析結合實車試驗的方法系統的建立了制動過程中的數學模型4。文中為獲得具體的輪胎模型，以 BJ2020SG 吉普車分別在干燥和積水的柏油路面上進行制動試驗，測得不同車速、不同載荷等條件下大量實驗數據，確定了附著系數的函數表達式。1999年，重慶大學舒紅開發了汽車制動系設計計算軟件，該軟件設計計算的內容包括汽車軸間制動力分配設計，制動器結構參數設計、整車制動性能預測和制動驅動機構設計，可以用于輕、中型汽車液壓制動系的基本設計計算、制動性能優化設計及制動性能預測5。2000 年，南京理工大學王良模系統地討論了輕型汽車液壓制動系統的設計理論及計算方法，同時還在輕型汽車液壓制動系統設計理論研究的基礎上開發了一套輕型汽車液壓制動系統的仿真軟件，并對某一車型進行了仿真計算和道路試驗，所建整車動力學模型忽略了輪胎及制動鼓等旋轉部件制動時產生的慣性力矩，這對仿真結果會有較大的影響研究的目的和意義 汽車的制動性能是衡量汽車主動安全性能的重要標準之一，是汽車安全行駛的重要保障，直接受制動器性能的影響。因此，制動器的設計在整車設計中顯得非常重要。另外，如何設置制動系參數進行整車匹配，使其達到最佳制動性能，是一項非常重要的任務。哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-4 1.3 論文目標及主要工作內容 汽車的制動性是汽車的主要性能之一，也是評價汽車安全性的一個重要依據，它與人們的生命和財產安全息息相關。改善汽車的制動性能，使制動系統工作可靠，性能優良，是汽車設計制造和使用部門的重要任務。因此，轎車制動系統設計優化、分析研究對于提高轎車安全性具有十分重要意義。本文以日產軒逸轎車為研究對象，從整車角度設計制動器參數，從性能要求的角度，優化調整后盤式制動器的尺寸參數。主要內容包括以下幾個方面：(1)分析汽車制動系與人類生活的重要關系，介紹國內外汽車制動系統設計技術研究概況。(2)對轎車制動系統結構型式進行歸納分析，從不同類型制動器的角度闡述制動系統基本工作原理，并總結盤式制動器的優缺點。(3)分析制動系性能，建立汽車制動系統制動時受力的數學模型，重點分析制動力分配、利用附著系數、制動力矩、制動效能因數和斜坡駐車制動能力等。(4)以軒逸轎車為研究對象，對其制動系進行設計計算，對其計算結果進行理論分析研究。(5)優化設計制動系，以制動系性能理論分析為基礎，建立優化目標函數和約束函數，利用 MATLAB 優化工具，對制動系進行優化設計，并對分析結果進行研究。哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-5 第二章 轎車制動系統組成及結構分析 2.1 制動系統的作用 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。隨著科學技術的發展，人們對汽車的動力性、經濟性、安全性、操縱性以及舒適性提出了更高的要求，汽車中的機械系統正在逐漸向機械電子系統轉換6。汽車的設計與生產涉及到許多領域，其獨有的安全性、經濟性、舒適性等眾多指標，也對設計提出了更高的要求。汽車制動系是汽車安全行駛的重要保障，改善汽車制動性能始終是汽車設計制造的重要任務7。隨著汽車的行駛速度和路面情況復雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命的制動系統，其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響，如果此系統不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將會受到車禍的傷害。因此汽車制動系統必須具有極高的運行穩定性，整車通訊系統必須具有很強的容錯能力和快速處理能力8。汽車制動系統的發展和汽車性能的提高及汽車結構型式的變化密切相關，制動系統是汽車的重要組成部分之一，是汽車安全行駛的重要保證，它直接關系著人們的生命財產安全9。汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的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。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。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、停車可靠，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。2.2 制動系統的種類 制動系統有多種分類方式。按不同功能分，可分為行車制動系、應急制動系、駐車制動系和輔助制動系；行車制動系能使行駛中的汽車減速或停車；當行車制動失效時，應急制動系可保證汽車減速或停車的功能，許多國家已規定汽車必須具備應急制動功能；駐車制動系則使汽車駐留原地；輔助制動系常用于穩定車速，汽車下長坡時若單靠行車制動系來穩定車速，可能導致制動器過熱而降低制動效能，因此常行下坡的汽車還應有輔助制動。根據制動系制動能源分，可分為人力、動力和伺服制動系；人力制動系統唯一制動能源是駕駛員哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-6 的人力；動力制動系則完全由發動機提供能源；伺服制動系統則綜合利用人力和發動機動力進行制動。如果按能量的傳輸方式分類，制動系統有機械式、液壓式、氣壓式和電磁式之分，同時采用兩種以上能量傳輸方式的制動系統，則稱為組合式制動系統。若傳動裝置采用單一的氣壓或液壓回路，則稱之為單回路制動系統，這種系統中，只要有一處損壞而漏氣(油)，整個制動系統即行失效。因此我國自 1998 年1 月 1 日起，規定所有汽車必須采用雙回路制動系統。雙回路制動系統有效提高了制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全。由于所有行車制動器的氣壓或液壓管路分屬兩個或更多個相互獨立的回路，這樣，即使其中一個回路失效，其它回路仍能可靠地工作。2.3 制動器的選取 轎車制動器幾乎均為機械摩擦式的，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轎車減速或停車。轎車制動器按其在轎車上的位置分為車輪制動器和中央制動器。前者安裝在車輪處，并用腳踩制動踏板進行操縱，故又稱為腳制動；后者安裝在傳動系統的某軸上，并用手拉操縱桿進行操縱，故又稱為手制動10,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。它們各自又可以細分為一些小類，其分類如下圖 2-1 所示。圖 2-1 制動器種類 盤式制動器是由制動鉗、制動塊、制動盤和其它部件組成。盤式制動器摩哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-7 擦副中的旋轉元件是圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面，圓盤稱為制動盤。旋轉元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩直接分別作用兩側車輪上的制動盤上。按摩擦副中的固定摩擦元件的結構來分，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。與鼓式制動器相比盤式制動器有許多優點：(l)熱穩定性較好。由于制動盤對摩擦襯塊無摩擦增力作用，另外，制動摩擦襯塊的尺寸不大，其工作表面的面積僅為制動盤面積的 12%16%，故散熱性較好。(2)水穩定性較好。因為制動襯塊對制動盤的單位壓力高，易將沾附的水擠出，同時離心力也易將沾水甩掉，再加上襯塊對盤的擦拭作用，制動器出水后只需經一兩次制動即能恢復正常；而鼓式制動器則需經過甚至十余次制動方能恢復正常的制動效能。(3)制動穩定性好。盤式制動器的制動力矩與其制動油缸的活塞推力及摩擦系數成線性關系，還由于無自行增勢作用，因此在制動過程中制動力矩增長較和緩，與鼓式制動器相比，能保證高的制動穩定性。(4)制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態無關。(5)在輸出同樣大小的制動力矩條件下，盤式制動器結構尺寸和質量比鼓式的要小。(6)盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也較簡單，維修、保養容易。盤式制動器的主要缺點是：難于完全防止塵污和銹蝕，兼作駐車制動器時，所需附加的駐車制動驅動機構較復雜，因此，有的汽車采用前輪為盤式后輪為鼓式的制動系統；另外，由于無自行增力作用，制動效能較低，中型轎車若采用時需有加力裝置。盤式制動器尤其是浮動鉗式盤式制動器己非常廣泛地用于轎車的前輪，與鼓式后輪制動器配合，也可使后輪制動器較容易地附加駐車制動的驅動機構，兼作駐車制動器之用。有些高性能轎車的前后輪均采用了盤式制動器，主要是為了保持制動力分配系數的穩定性。按摩擦副中的固定摩擦元件的結構，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉向節或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間有作為旋轉元件的制動盤，制動盤是用螺栓固定于輪轂上。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約 3050，因此這種盤式制動哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-8 器又稱為點盤式制動器。其結構較簡單，質量小，散熱性較好，借助于制動盤的離心力作用易于將泥水、污物等甩掉，維修也方便。但由于摩擦襯塊的面積較小，單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，故對摩擦料的要求較高。全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動器。用得較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油冷式，結構較復雜。在此僅進行一下介紹。鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為以下幾種：一、固定鉗式盤式制動器 如圖 2-2 所示，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式。固定鉗式盤式制動器在汽車上的應用是早于浮動鉗式的，其制動鉗的剛度好，除活塞和制動塊外無其他滑動件，但由于需采用兩個油缸分置于制動盤的兩側，使結構尺寸較大，布置較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高；制動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；另外，由于兩側制動塊均靠活塞推動，難于兼用于由機械操縱的駐車制動，必須另加裝一套駐車制動用的輔助制動鉗。圖 2-2 固定鉗式盤式制動器 1-轉向節(或橋殼);2-調整墊片;3-活塞;4-制動塊總成;5-導向支承銷;6-制動鉗體;7-輪輻;8-回位彈簧;9-制動盤;10-輪轂 二、浮動鉗式盤式制動器 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-9 動鉗體可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動。因而有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。制動時在油液壓力作用下，活塞推動活動制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩制動塊總成受力均等為止。這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻后即應更換。浮動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動。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，單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽較少使冷卻條件較好，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，因此制動液溫度比用固定鉗時低 3050，氣化的可能性較小。圖 2-3 浮動鉗式盤式制動器工作原理圖(a)滑動鉗式盤式制動器 (b)擺動鉗式盤式制動器 1-制動盤;2-制動鉗體;3-制動塊總成;4-帶摩擦警報裝置的制動快總成;5-活塞;6-制動鉗支架;7-導向銷 綜上所述由于浮動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單,造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，所以采用浮動鉗式盤式制動器。2.4 本章小結 本章闡述分析了汽車整車制動系統分類形式，并簡要說明了制動器基本工作原理，總結分析出盤式制動器存在一定的不足之處，但其綜合性能比鼓式制動器要好。哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-10 第三章 制動系統的設計計算 3.1 制動器的設計要求 汽車制動系應滿足如下要求。(1)應能適應有關標準和法規的規定。(2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。(3)工作可靠。(4)制動效能的熱穩定性好。(5)制動效能的水穩定性好。(6)制動時的汽車操縱穩定性好。(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。(8)作用滯后的時間要盡可能短，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)。(9)制動時不應產生振動和噪聲。(10)制動系的機件應使用壽命長，制造成本低。3.2 設計基礎參數 由上文對制動系的理論分析可得出，制動器的設計中需要預先獲得的整車參數有：汽車軸距 L；汽車空、滿載時的總質量am和am；空、滿載時的軸荷，包括前軸負荷1G和1G，后軸負荷2G和1G；空、滿載時汽車的質心位置，包括質心高度gh和gh，質心到前、后軸的距離a和a及b和b；汽車輪胎規格(主要含車輪滾動半徑rr)等。本次設計選用日產軒逸轎車為研究對象，前軸制動器采用浮鉗通風盤式制動器，后軸制動器采用浮鉗實心盤式制動器；制動系統操縱方式采用真空助力液壓驅動方式；制動系統傳能裝置采用雙回路交叉型，即 X 型回路；駐車制動系統采用手拉桿式機械制動于后輪；其相關參數如表 3-1 所示。哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-11 表 3-1 軒逸轎車的整車基礎參數 項目 汽車質量(kg)am 前軸負荷(kg)am 后軸負荷(kg)am 質心高度(mm)gh 軸距 L(mm)輪胎規格 空載 1280 768.0 824.4 684 2700 195/60 R16 滿載 1655 512.0 830.6 664 圖 3-1 汽車靜態受力圖 由于軒逸轎車采用輪胎規格為195/60 R16，其中名義斷面寬度為195mm，扁平率為60%，輪轂名義直徑為16英寸，換算過來為16*25.4=406.4mm。故車輪滾動半徑為rr=(406.4+219560%)/2=320.2mm。質心到前、后軸的距離a和a及b和b：空載時，a=1080mm，b=1620mm；滿載時，a=1345mm，b=1355mm。3.3 制動系的主要參數及其選擇 3.3.1 制動力與制動力分配系數 汽車制動時，如果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，則任一角速度 0 的車輪，其力矩平衡方程為：0ebfrFT (3-1)式中,fT為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，N m；BF為地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，有稱為地面制動力，其方向與汽車行駛的方向相反，N；哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-12 er車輪的有效半徑，m。令 etrTtF/(3-2)并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，因此又稱為制動器周緣力。Ft與地面制動力BF的方向相反，當車輪角速度0 時，大小亦相等，且Ft僅由制動器結構參數所決定。即Ft取決于制動器的結構形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓、或氣壓成正比。當加大踏板力以增大fT時，fF和BF均隨之增大。但地面制動力BF受著條件的限制，其值不可能大于附著力F，即 BFFZ 或 ZFFBmax 式中,為輪胎與地面間的附著系數；Z 為地面對車輪的法向反力，N。制動器制動力Ft和地面制動力BF達到附著力F值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩Tt即表現為靜摩擦力矩，而fFfT/er即成為與BF相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力極限值。當制動達到0 后，地面制動力BF達到附著力F值后就不在增大，而制動器制動力tF由于踏板力pF的增大使摩擦力矩rF增大而繼續上升。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1z，2z為：1221/(/)/(/)guuguuZG L Lhdg dZG L Lhdg d 圖 3-2 地面制動力、制動器制動力和附著力的關系 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-13 汽車總的地面制動力為 GqdgdGFFFtuBBB/21 式中,q 為制動強度，亦稱比減速度或比制動力；21,BBFF為前后軸車輪的地面制動力，N。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 122211(/)/()(/)/(*)BggBggFGLLFhLG L Lq hFGLFhLG L Lq h (3-3)上式表明：汽車在附著系數為任一確定值的路面上制動時，各軸附著力即為極限制動力并非為常數，而是制動強度 q 或總制動力 FB 的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器的制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即：前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用最好。由上面的公式可以求出在任何附著系數的路面上，前后輪同時抱死即前后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是：)/()(/1221212121ggBBffBBtthqLhLFFFFgFFFF (3-4)式中,1111,ffBFFFZ為前軸車輪的制動器制動力；2222,ffBFFFZ為后軸車輪得到制動器制動力；1BF為前軸車輪的地面制動力，N；2BF為后軸車輪的地面制動力，N；21,ZZ為地面對前、后軸車輪的法向反力，N；21,LL為汽車質心離前、后軸的距離，m；G 為汽車重力，N；gh為汽車質心高度，Nm。由上式可知，前、后輪制動器的制動力1fF2fF是的函數。上式可消去，得)2/()/4(222/11222fgfgfFhLGGFLhLGF (3-5)哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-14 式中,L 為汽車的軸距，m。將上式繪成以1fF，2fF為坐標的曲線，即為理想的前、后制動器制動力分配曲線，簡稱 I 曲線，如圖 3-3 所示。如果汽車前、后制動器的制動力1fF，2fF能按曲線 I 的規律分配，則能保證汽車在任何附著系數路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多兩軸汽車尤其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動器制動力1fF與汽車總制動器制動力2fF之比；表面分配比例，稱為汽車制動器制動力分配系數：)/(/2111fffffFFFFF (3-6)又由于在附著條件所限定的范圍內，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。圖 3-3 制動力分配曲線 定義前、后輪制動器的制動力為f1F、f2F，理想的前、后輪制動器制動力分配曲線公式：滿載時，g22221141=22gfffgh LGLGFLFFhGh (3-7)將上式繪成以f1F，f2F為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，即I I曲線。下面求空載時I曲線，同樣由：g 22f221141=22gffgh LGLGFLFFhGh (3-8)哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-15 選定制動力分配系數=0.7。3.3.2 制動力矩的計算 圖 3-4 盤式制動器的計算簡圖 盤式制動器制動時力矩計算可用圖 3-4 所示簡圖表示。假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為：12Tff PR (3-9)式中,1f 為摩擦襯塊和制動盤之間的摩擦系數；P 為單側制動塊對制動盤的壓緊力，N；R 為作用半徑，常取平均半徑mR或有效半徑eR，m。令1R、1r為摩擦襯塊的內半徑和外半徑，如圖 3-5 所示。則平均半徑為：圖 3-5 制動盤作用半徑計算圖 在圖 3-5 中，任取一微元面積RdRd，其對制動盤的摩擦力為1qf RdRd，該摩擦力對制動盤中心的摩擦力力矩為21qf R dRd，其中 q 為襯塊與制動盤之間單位面積上的壓力，則單側襯塊對制動盤的總摩擦力為：哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-16 11111()r2211Rf pqf RdRdqf r-R (3-10)單側制動襯塊作用于制動盤上的制動力矩為：112112()23rf3311RTqf R dRdqf r-R (3-11)帶入有效半徑eR得到：12feTf PR (3-12)于是得到有效半徑：122333f11e2211T(r-R)Rf P(r-R)(3-13)若令11Rmr，則有 2413(1)emmRRm (3-14)通常情況，m值不應小于0.65。3.3.3 同步附著系數 為了避免后軸側滑或前輪喪失轉向能力，汽車在制動時，最好不出現任何車輪抱死的工況。因此，汽車能產生的最大制動減速度應是車輪臨界抱死時的制動減速度。有學者如此描述：汽車以一定的減速度制動時，除去制動強度0Z外，不出現車輪抱死時所要求的(最小)路面附著系數總大于其制動強度16。這個要求的最小路面附著系數就稱為汽車在該制動強度時的利用附著系數，其定義為：XbiiZiFF (3-15)其中，i為第 i 軸對應于制動強度 Z 的利用附著系數；XbiF為對應制動強度Z 時，汽車第 i 軸產生的地面制動力；ZiF為對應制動強度 Z 時，地面對第 i 軸的法向反作用力。顯然要使地面的附著條件充分發揮，汽車的制動力更合理地分配，就要求利用附著系數與制動強度更接近。圖 3-6 為利用附著系數與制動強度的關系曲線，通常用來描述汽車制動力分配特性。具有理想的制動力分配的汽車，其利用附著系數總是等于制動強度，即圖中的對角線z。哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-17 圖 3-6 利用附著系數與制動強度的關系曲線 下面分別求出前輪或后輪提前抱死時，前、后軸的利用附著系數。對于前軸，可設汽車前軸即將抱死或前、后軸即將同時抱死時產生的減速度為duZgdt，式中,Z 為制動強度。則有如下關系式：11uXbFFGz (3-16)又有：1g(b zh)ZGFL (3-17)故，前軸利用附著系數為：11g(b zh)/LXbfZFzF (3-18)同理，可求得后軸的利用附著系數為：g(1)z(zh)/Lra (3-19)通常還用制動效率來描述地面附著條件的利用程度，并說明實際制動力分配的合理性。制動效率是車輪不鎖死的最大制動減速度與車輪和地面間附著系數的比值，即車輪將要抱死時的制動強度與被利用附著系數之比。則可得到前、后軸的制動效率分別為：g/h/fffzb LEL (3-20)/L(1)/rrrgzaEhL (3-21)實際上，不少汽車前、后軸制動力的分配并不能按理想曲線變化，幾乎都哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-18 為一個固定值。制動器制動力的分配情況常用前輪制動器制動力占汽車總制動力的比例來表示，這個比值稱為制動力分配系數，常用符號來表示，即 1uuFF (3-22)整理成前、后制動器制動力的關系為：121uuFF (3-23)式(3-23)即為實際前后制動器制動力分配曲線，稱為曲線。圖 3-4 中，曲線與 I 曲線的交點所對應的附著系數，稱為同步附著系數，它決定于汽車結構，是反映汽車制動性能的一個參數，此時的制動減速度稱為臨界減速度。具有固定制動力分配比的汽車，只有在同步附著系數的路面上制動時才能使前、后制動器同時抱死。由解析法求得同步附著系數時，可得同步附著系數0為：0gLbh (3-24)滿載時，00.724gLbh (3-25)空載時，00.316gLbh (3-26)對于轎車而言，滿載時的同步附著系數00.6，滿足要求。3.3.4 制動強度和附著系數利用率 當0時，最大總制動力為：41.174 10BFGN (3-27)制動強度為：q (3-28)附著系數利用率1 當0時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即11BFF。哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-19 最大總制動力為：42202.2 101.840.664BgGLFLh (3-29)制動強度為：2201.3551.840.664gLqLh (3-30)附著系數利用率為：2201.3551.840.664gLLh (3-31)當0時，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即2BFF。最大總制動力為：41102.18 100.864+0.664BgGLFLh (3-32)制動強度為：1101.3450.864+0.664gLqLh (3-33)附著系數利用率為：1101.3450.864+0.664gLLh (3-34)由于不同的路面附著系數值不同，故其制動強度和附著系數利用率也不同。對于常見的如瀝青(包括干濕)，混凝土等這些附著系數大于0.796的路面，其制動強度和附著系數利用率就按第三種情況計算，全文假設該車常用路面附著系數為=0.8。3.3.5 汽車的駐車能力計算 汽車在坡道上的駐車能力通常用駐坡效能來表示18，它是以汽車在良好路面上能可靠而無時間限制地停駐的最大坡度()來衡量。假設坡道的傾斜角為，則該路面的坡度為tan。汽車在上、下坡路面停駐時的受力簡圖如圖 3-7、圖 3-8 所示。要使汽車在坡道上停駐時，不出現下滑，必須使后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-20 相等，即可求出汽車在上坡或下坡路面上停駐時的極限坡度 tan和 tan。地面對后軸的法向作用反力及附著力可以通過分別對上、下坡路面上前輪接地點進行力矩平衡分析得到。于是有：汽車在上坡路面上可能停駐的最大坡度 tan為：tan100%gLh (3-35)汽車在下坡路面上可能停駐的最大坡度 tan為：tan100%gLh (3-36)通常情況，要求各類汽車的最大停駐坡度應不小于 1620；汽車列車的最大停駐坡度通常維持在 12左右。圖 3-7 汽車上坡停駐時受力簡圖 圖 3-8 汽車下坡停駐時受力簡圖 該車上坡停駐極限坡度為：哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-21 tan100%gaLh (3-37)下坡停駐極限坡度為：tan100%gaLh (3-38)故該車空載的駐車極限角為：tan=40.08%tan=27.62%空空 該車滿載的駐車極限角為：tan=46.33%tan=32.28%滿滿 從以上計算結果可以看出該車無論是空載還是滿載，上坡還是下坡，汽車的極限停駐坡度均大于 20，滿足我國法規要求。3.4 盤式制動器結構參數的確定 3.4.1 制動盤直徑 制動盤直徑D應盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以減小制動鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%79%，取75%。由于輪胎規格為 195/60 R16，所以輪輞直徑為 16 英寸，即 406.4mm，故前制動盤直徑 D1=406.475%mm=304.8mm，取 304mm，后制動盤直徑取D2=284mm。3.4.2 制動盤厚度 確定制動盤厚度 s 時，需要考慮到其對制動質量和溫升的影響。為降低質量，不宜把厚度 s 取得過大，而為減少溫升，又不宜過小。制動盤可做成實心結構，也可在制動盤中間鑄出通風孔道以解決散熱通風問題。實心制動盤的厚度 s 一般可取在 1020mm 范圍內，通風式取為 2050mm，多采用 2030mm。本文初步確定前通風盤取厚度 s1=25mm，后實心盤取厚度 s2=12mm。圖 3-9 分哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-22 別為前通風盤與后實心盤三維效果圖。(a)(b)圖 3-9 (a)前通風盤，(b)后實心盤 3.4.3 摩擦襯塊的內半徑和外半徑 推薦摩擦襯塊外半徑2R與內半徑1R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終將導致制動力矩變化大。選21/RR=1.4，由于摩擦襯塊外半徑2R略小于制動盤半徑30015022Dmm。所以前制動盤211501071.41.4RR mm，取105mm。后制動盤R1=140mm，R2=100mm。圖3-10為摩擦襯塊三維圖。圖3-10 摩擦襯塊 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-23 3.4.4 制動襯塊工作面積 在確定盤式制動器制動襯塊的工作面積A時，通常根據制動器摩擦襯塊單位面積所占有的汽車質量來選取，推薦其單位面積所占有的汽車質量最適宜選定在1.63.5Kg/cm2范圍內。由于制動襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為060，故工作面積為：0222106057.8360ARR2cm 摩擦襯塊工作面積 A：單個前輪摩擦塊 A57.82cm 單個制動器 A116.72cm 單個后輪摩擦塊 A50.22cm 單個制動器 A100.42cm。3.4.5 摩擦片摩擦系數 選擇摩擦副材料時，不僅希望其摩擦系數高，而且還要求其熱穩定性好，受溫度和壓力的影響小。應同時把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這兩項要求納入考慮范圍，不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩定值為0.30.5，少數可達到0.7。一般情況，材料的摩擦系數越高，其耐磨性越差。一般情況下，取摩擦系數f=0.3，可使在假設的理想條件下計算的制動器制動力矩接近近似值。另外，選擇摩擦副材料時，還要盡可能地考慮減少對環境的污染和對人體的傷害。3.4.6 制動襯塊的設計計算 假定襯塊的摩擦面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為02uMfF R。由于所設計的軒逸轎車盤式制動器的制動襯塊采用扇形摩擦表面，其徑向寬度不是很大，取R等于平均半徑mR或有效半徑eR，在實際中已經足夠精確。平均半徑mR為 121262mRRRmm 有效半徑eR是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示，哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-24 332122221241127331emRRmRRRRmmm 式中，121070.71150RmR 3.4.7 摩擦襯塊磨損特性的計算 摩擦襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度。制動盤的材質及加工情況，以及襯塊本身材質等許多因素的影響。因此在理論上計算磨損性能極為困難，但實驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。目前，各國常采用的作為評價能量符合的指標是比能量耗散率，即單位時間內襯塊單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計量單位為2W/mm。軒逸轎車制動器的比能量耗散率為：2212114amVVetA (3-39)式中,為汽車回轉質量換算系數；1V、2V為制動初速度和終速度，m/s；j為制動減速度，2m/s；t為制動時間，s；1A為前制動器襯塊的摩擦面積，2mm。在緊急制動到停車的情況下，2V=0，并可以認為=1，故 21114am VetA (3-40)據有關文獻推薦，計算時取減速度j=0.6g，制動初速度1V，乘用車用100km(27.8m/s)。而1A=57.92cm=57902mm，代入得：1227.84.730.6 9.8VVtsj 221117.9W/mm4am VetA 另外，用襯塊單位摩擦面積的制動器摩擦力即比摩擦力0f計算襯塊磨損特哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-25 性，單個前輪制動器的比摩擦力為0uMfRA。當前輪處于最大制動力矩時，代入數值得：單個前輪制動器的比摩擦力為 32201369.75 10/1.84/128.5 5790uMfN mmN mmRA (3-41)3.5 盤式制動器間隙的調整方法及相應機構 制動盤與摩擦襯塊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，盤式制動器的設定間隙為0.10.3mm.此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡可能小?？紤]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應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯塊的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。所設計的軒逸轎車盤式制動器的間隙自調方式是利用制動鉗中的橡膠密封圈的極限彈性變形量，來保持制動時為消除設定間隙所需的活塞設定行程d。當襯塊磨損而導致所需的活塞形成大于d時，活塞可在液壓作用下克服密封圈的摩擦力，繼續前移到實現完全制動為止?；钊c密封圈之間，這一不可恢復的相對位移便補償了過量間隙。綜上所述，本次設計所畫盤式制動器裝配效果圖如圖3-11所示。(a)(b)3-11 (a)制動器裝配三維圖，(b)裝配三維圖帶輪胎、輪轂 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-26 3.6 制動驅動機構設計計算 3.6.1 制動驅動機構的結構型式選擇 選用液壓式驅動機構：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。3.6.2 制動管路的選擇 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，即應是雙回路系統，也就是說應將轎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12。圖 3-12 制動管路的多回路型式 哈爾濱工業大學本科畢業論文(設計）-27 圖 3-12 所示為雙軸轎車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統的 5 種分路方案圖。選擇分路方案時，主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統的復雜程度等。圖 3-12 的第一種是前、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。其特點是管路布置最為簡單，兩橋制動器獨立制動當其中一套管路損壞時，另一套仍可以正常工作，保證汽車制動系的工作可靠性。當一套管路失效時，另一套管路仍能保持一定的制動效能。但是制動效能低于正常時的50%。圖 3-12 的第二種是前、后輪制動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。其特點是結構也簡單，當一套管路失效時，另一套管路使對角制動器保持一定的制動效能，為正常時的 50%，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。圖 3-13 汽車液壓制動系統管路布置圖總成 1-前制動鉗總成;2-前制動盤總成;3-齒圈;4-傳感器;5-ABS 液壓執行機構;6-傳感器導線;7-執行機構導線;8-ABS控制器;9-真空助力器主缸踏板總成;10-手制動總成;11-后制動器總成;12-后前盤總成;13-感載比例閥 圖 3-12 的第三種是左、右前輪制動器的半