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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(論文) 第1章 緒論 1.1 制動系統(tǒng)簡介 汽車制動系統(tǒng)可以分為四種制動系統(tǒng)，即行車制動系統(tǒng)、應(yīng)急制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)以及輔助制動系統(tǒng)。行車制動系統(tǒng):使汽車在行駛過程中降低速度甚至停車的制動系統(tǒng)稱為行車制動系統(tǒng)。應(yīng)急制動系統(tǒng):在行車制動系統(tǒng)失效的情況下，保證汽車能實(shí)現(xiàn)減速或停車的制動系統(tǒng)稱為應(yīng)急制動系統(tǒng)。駐車制動系統(tǒng)：用以使已經(jīng)停止的汽車駐留原地不動的一套裝置，稱為駐車制動系統(tǒng)。輔助制動系統(tǒng)：為在下長坡時保持穩(wěn)定車速，避免超速失事，并減輕或能解除行車制動裝置負(fù)荷的制動系統(tǒng)。 制動系統(tǒng)按能量的傳輸方式，制動系統(tǒng)又可分為： 機(jī)械式---小型拖拉機(jī)，農(nóng)用車； 液壓式---轎車、輕型車輛； 氣壓式---中、重型車輛； 電磁式---中、重型車輛； 同時采取兩種以上傳能方式的制動系統(tǒng)，又可以稱為組合式制動系統(tǒng)，如氣頂油制動能量的傳輸方式。汽車制動系統(tǒng)由執(zhí)行機(jī)構(gòu)和控制機(jī)構(gòu)組成。 執(zhí)行機(jī)構(gòu)是產(chǎn)生阻礙車輛的運(yùn)動或運(yùn)動趨勢的力(制動力)的部件。除包括制動鼓，制動蹄，制動盤，制動鉗，制動輪缸外，還應(yīng)包括報警裝置，壓力保護(hù)，故障診斷等部件。 控制機(jī)構(gòu)是為適應(yīng)所需制動力而進(jìn)行操縱控制，供能，調(diào)節(jié)制動力，傳遞制動能量的部件。包括助力器，踏板，ABS等。 制動系統(tǒng)是影響汽車行駛安全的重要部分，應(yīng)該滿足以下功能: 可以降低行駛汽車的車速，必要時可以在預(yù)定的短距離內(nèi)停車，并維持行駛方向的穩(wěn)定性。 下長坡時能維持一定的車速駐留制動功能，是對己經(jīng)停駛的汽車，特別是在坡道上停駛的汽車，使其可靠地駐留原地不動。在上坡或下坡過程中停車時，必須穩(wěn)定地駐留原地不動。 汽車制動性能的好壞直接影響汽車的安全性，其評價指標(biāo)為： 制動效能，即制動距離和制動減速度； 制動方向的穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏，側(cè)滑以及失去轉(zhuǎn)向能力； 制動效能的恒定性，即抗熱衰退性和水衰退性的能力。 表1—1為一些國家對轎車制動系統(tǒng)的要求： 表1—1各國制動系統(tǒng)性能要求 項目 中國 歐盟（EEC）71/320 瑞典F18 美國105 試驗路面 干水泥路面 附著良好 Skid No.81 載重 滿載 一個駕駛員或滿載 任何載荷 輕，滿載 制動初速度 80Km/h 80Km/h 80Km/h 60mile/h 制動穩(wěn)定性 不許偏出3.7通道 不抱死跑偏 不抱死跑偏 不抱死跑偏3.66m 制動距離 或減速度 ≤50.7m ≤50.7m,≥5.8m/ S2 ≥5.8 m/S2 ≤65.8m 踏板力 ＜500N ＜500N ＜500N 66.7-667N 1.2 盤式制動器優(yōu)點(diǎn) 與鼓式制動器相比，盤式制動器具有以下突出優(yōu)點(diǎn)： (l)熱穩(wěn)定性好 盤式制動器無自增力作用，因而與有自增力的鼓式制動器相比(尤其是領(lǐng)從蹄式)，制動器效能受摩擦系數(shù)的影響較小，即制動效能穩(wěn)定。鼓式制動器受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與制動蹄中部接觸，從而降低了制動效能。而盤式制動器中制動盤的軸向熱膨脹極小，徑向熱膨脹根本與性能無關(guān)，故不會因此而降低制動效能。 (2)水穩(wěn)定性好 盤式制動器中摩擦塊對制動盤的單位壓力較高，易于將水?dāng)D出。在車輪涉水后，制動效能變化較小，且由于離心力的作用及襯塊對制動盤的摩擦作用，出水后只需一二次制動，性能即可恢復(fù)。而鼓式制動器則需多次甚至10余次制動，性能方能恢復(fù)。 (3)反應(yīng)靈敏 盤式制動器剎車片與制動盤之間的間隙相對與鼓式制動器來說要小;此外，鼓式制動器制動行程要比盤式制動器的長，制動鼓熱膨脹也會引起制動踏板行程損失，使得制動反應(yīng)時間變長，而制動盤不存在此現(xiàn)象，故反應(yīng)較之鼓式制動器更加靈敏。 (4)散熱性好 盤式制動器的制動盤采用的是通風(fēng)盤結(jié)構(gòu)，再加上盤式制動器相對開放的結(jié)構(gòu)，散熱性能良好。 (5)在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質(zhì)量較小。 (6)制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，不會象制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導(dǎo)致制動踏板行程過大。 (7)容易實(shí)現(xiàn)間隙自動調(diào)整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也較簡便。 除了以上制動性能的優(yōu)勢外，盤式制動器在使用中還有噪音低，符合環(huán)保及可靠要求；振動小，改善了乘坐舒適性等優(yōu)點(diǎn)。 由于具備穩(wěn)定可靠的制動性能，盤式制動器大大改善了汽車高速制動時的方向穩(wěn)定性，因此取代傳統(tǒng)的鼓式制動器已成為現(xiàn)代制動器發(fā)展的必然趨勢。 其中液壓盤式制動器(以下簡稱HDB)體積較小，提供的制動力矩也相對較小，一般用于轎車等輕型車輛上，尤其是轎車，盤式制動器幾乎已經(jīng)成為現(xiàn)代轎車的標(biāo)準(zhǔn)配置之一。而氣壓盤式制動器(以下簡稱ADB)體積相對較大，提供的制動力矩也較大，故大量應(yīng)用于客車等中重型車輛上，發(fā)展前景非常廣闊。 1.3 盤式制動器發(fā)展歷史與趨勢 上個世紀(jì)20年代初，盤式制動器就已經(jīng)問世，但直到30年代后期才開始逐步應(yīng)用于列車、坦克及飛機(jī)的制動上。由于制造技術(shù)的進(jìn)步和人們認(rèn)識的不斷提高，盤式制動器的優(yōu)點(diǎn)逐漸被汽車設(shè)計師們所認(rèn)識。60年代以來，盤式制動器已經(jīng)風(fēng)靡美，日，歐等西方發(fā)達(dá)國家，廣泛應(yīng)用于轎車和輕，中型車輛的前輪上，一些高級轎車前后輪均采用了盤式制動器。在一些大客車和重型汽車上也得到了廣泛應(yīng)用。目前，西方發(fā)達(dá)國家轎車配置盤式制動器的比例幾乎達(dá)到100%。在一些中重型車輛上面，2000年左右，ADB就已經(jīng)成為歐美國家城市公交車輛的標(biāo)配，載重車輛的后橋安裝率也超過了50%。目前歐美國家生產(chǎn)盤式制動器比較著名的有Boseh，TRW，wabco，Bendix和Knorr等。 我國汽車工業(yè)起步較晚，故應(yīng)用盤式制動器的時間較晚，上世紀(jì)80年代雖在一些轎車上開始應(yīng)用，但大多數(shù)是引進(jìn)國外成品或散件。近些年來，由于我國汽車行業(yè)發(fā)展迅猛，尤其是轎車等乘用車輛通過與外國公司的合作發(fā)展非常之快，也帶動了HDB的發(fā)展，目前國內(nèi)生產(chǎn)HDB的技術(shù)及工藝相對較為成熟，也具備了自主研發(fā)能力，規(guī)模相對較大的一些公司有武漢元豐，浙江亞太，浙江萬安等。ADB在我國應(yīng)用則更晚，國內(nèi)最大的ADB供應(yīng)商武漢元豐廠成立于1998年。目前ADB形成量產(chǎn)規(guī)模的也只有武漢元豐和浙江萬安兩家。上述幾家公司雖然都有一定規(guī)模，但是與歐美發(fā)達(dá)國家公司相比，差距仍然較大。 發(fā)達(dá)國家盤式制動器的發(fā)展目前己進(jìn)入雙盤式制動器和機(jī)電一體化的階段，如圖（1-1）和圖（1-2）所示。 圖1-1雙盤式制動器圖 圖1-2機(jī)電一體化制動器 1.4 課題的意義及其必要性 盤式制動器散熱快、重量輕、構(gòu)造簡單、調(diào)整方便。特別是高負(fù)載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，能顯著減少制動距離，為車輛提供可靠的安全保障。同時，能顯著減少制動噪聲，有效解決制動引起噪聲污染。 從市場前景上分析，盤式制動器作為鼓式制動器的替代產(chǎn)品，市場需求量大。隨著汽車技術(shù)的不斷發(fā)展，基于人性化設(shè)計的低底盤車輛;基于乘坐舒適性的空氣彈簧懸架系統(tǒng);基于使汽車制動時更加可控的ABS、ESP等電子系統(tǒng)都將逐步應(yīng)用到各種車輛上，盤式制動器能更好的與這些先進(jìn)的技術(shù)匹配，因此，無論是液壓還是氣壓盤式制動器，前景都很廣闊。 從技術(shù)上看，發(fā)達(dá)國家盤式制動器制造和研發(fā)水平已相當(dāng)成熟，而我國盤式制動器生產(chǎn)企業(yè)由于可以引進(jìn)先進(jìn)的設(shè)備，制造工藝相對成熟，但研發(fā)目前都還處于模仿階段，對盤式制動器及其與整車的匹配進(jìn)行深入研究有利于提高我國汽車零配件企業(yè)盤式制動器的研發(fā)水平，縮小與發(fā)達(dá)國家的差距。 1.5 課題研究的方法和內(nèi)容 盤式制動器是由制動鉗、制動塊、制動盤和其它部件組成，目前，汽車盤式制動器的制動鉗大都采用浮鉗式結(jié)構(gòu)。顯然，具有浮鉗式結(jié)構(gòu)的制動鉗，其結(jié)構(gòu)對制動器系統(tǒng)的穩(wěn)定性有很大的影響。通過查閱相關(guān)的資料，運(yùn)用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，研究各部件之間的運(yùn)動狀態(tài)。確定輕型貨車盤式制動器的的設(shè)計方案，進(jìn)行部件的設(shè)計計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計。使其達(dá)到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用Ⅱ型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 第2章 盤式制動器結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 2.1 壓盤式制動器的分類及結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 按摩擦副中固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)來分，液壓盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。 鉗盤式制動器由旋轉(zhuǎn)元件(制動盤)和固定元件(制動鉗)組成。制動盤是由裝在橫跨制動盤兩側(cè)的夾鉗形支架中的摩擦塊和促動裝置組成。摩擦塊是由工作面積不大的摩擦材料和金屬背板組成。每個制動器中一般有2~4個摩擦塊。兩摩擦塊之間裝有作為旋轉(zhuǎn)元件的制動盤。摩擦塊與制動盤的接觸面積較小，在盤上所占的中心角一般僅約為300~500，故這種盤式制動器又稱為點(diǎn)盤式制動器。其結(jié)構(gòu)較簡單，質(zhì)量小，散熱性較好，且借助于制動盤的離心力作用易將泥水、污物等甩掉，維修也方便。但摩擦塊的面積較小，制動時其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，因此，對摩擦材料的要求也較高。 鉗盤式制動器過去只作中央制動器，現(xiàn)在則J“泛被各級轎車和貨車作為車輪制動器。 按制動鉗的結(jié)構(gòu)型式，鉗盤式制動器又可分為浮動鉗式和固定鉗式兩種。目前應(yīng)用最為廣泛的是浮動鉗盤式制動器。 全盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件也是以端面工作的金屬圓盤(制動盤)，其固定元件是呈圓盤形的金屬背板和摩擦塊，工作時制動盤和摩擦塊之間的摩擦面完全接觸。全盤式制動器只在少數(shù)汽車(主要是重型汽車)上作為車輪制動器，個別情況下用作緩速器。 2.1.1 浮動鉗盤式制動器 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，一種是制動鉗可作平行滑動，另一種的制動鉗體可繞—支承銷擺動。故有滑動鉗盤式制動器和擺動鉗盤式制動器之分。 浮動鉗盤式制動器的工作原理如圖（2-1）：制動器的制動油缸是單側(cè)的，內(nèi)摩擦塊為活動的，外摩擦塊則置于支架上。制動時在油液壓力Pl作用下，活塞推動內(nèi)摩擦塊壓靠到制動盤，而反作用力P2則動制動鉗體連同外摩擦塊壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩摩擦塊的受力相等為止。當(dāng)制動結(jié)束以后，由于密封圈要恢復(fù)原形，對活塞有回位力的作用，活塞得以回位。密封圈既密封又作為回位彈簧。 圖2-1浮動鉗盤式制動器工作示意圖 浮動鉗盤式制動器只在制動盤的一側(cè)裝油缸，其結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，可將制動器進(jìn)一步移近輪毅，同一組摩擦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，減少了油液的受熱機(jī)會，單側(cè)油缸又位于盤的內(nèi)側(cè)，受車輪遮蔽較少，使冷卻條件較好。另外，單側(cè)油缸的活塞比兩側(cè)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30℃一50℃，汽化的可能性較小，但由于制動鉗體為浮動的，必須設(shè)法減少滑動處的摩擦、磨損和噪聲?；谝陨蟽?yōu)缺點(diǎn)的比較及市場需求，現(xiàn)在大多使用滑動鉗盤式制動器 2.1.2 固定鉗盤式制動器 固定鉗盤式制動器在汽車上的應(yīng)用較浮動鉗式的要早，其制動鉗的剛度好，除活塞和摩擦塊外無其他滑動件。但由于活塞需分置于制動盤兩側(cè)，使結(jié)構(gòu)尺寸較大，布置也較困難;需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高;制動產(chǎn)生的熱經(jīng)制動鉗體上油路傳給制動油液，易使其因溫度過高而產(chǎn)生氣泡，影響制動效果。另外，由于兩側(cè)摩擦塊均靠活塞推動，很難兼用于由機(jī)械操縱的駐車制動。圖（2-2）為一典型的固定鉗盤式制動器。 固定鉗盤式制動器的制動鉗體固定在轉(zhuǎn)向節(jié)(或橋殼)上，既不能旋轉(zhuǎn)，也不能沿制動盤軸線方向移動，因而在制動盤的制動鉗體內(nèi)有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞，如圖（2-3）。制動鉗分為內(nèi)側(cè)鉗體和外側(cè)鉗體，由螺栓連接起來，摩擦塊由導(dǎo)向銷懸裝在鉗體上，可沿導(dǎo)向銷移動。當(dāng)制動液進(jìn)入兩個活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側(cè)的摩擦塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當(dāng)放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧將兩摩擦塊總成及活塞推離制動盤。這種結(jié)構(gòu)型式又稱為對置活塞式或浮動活塞式固定鉗盤式制動器。 圖2-2固定鉗盤式制動器 圖2-3固定鉗盤式制動器工作原理圖 2.1.3 全盤式制動器 全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其工作原理猶如摩擦離合器，故亦稱為離合器式制動器。使用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，因此多采用油冷式，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。 2.2 主要零部件的設(shè)計 2.2.1 制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，活用添加Cr，Ni等的合金鑄鐵制成。其結(jié)構(gòu)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。 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負(fù)荷。帶有通風(fēng)槽的制動盤，其厚度在20mm-22.5mm之間。而一般不帶通風(fēng)槽的轎車制動盤，其厚度約在10mm-30mm之間。 制動盤的工作表面應(yīng)光潔平整，制造時應(yīng)嚴(yán)格控制表面的圓跳動量、兩側(cè)面的平行度及制動盤的不平衡量，下表給出了幾種車型這些量的數(shù)據(jù)。 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。但制動直徑D受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70％-79％，而總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取其上限。 2-2一些轎車制動盤的參數(shù) 車型 表面圓跳動/mm 兩側(cè)表面的平行度/mm 靜不平衡量/N·cm 奧迪 ≤0.03 ≤0.01 ≤0.5 云雀 ≤0.05 ≤0.03 ≤1.5 奧拓 ≤0.015 ≤1.0 有的文獻(xiàn)認(rèn)為：制動盤的兩側(cè)表面不平行度應(yīng)大于0.008mm；盤的表面擺差不應(yīng)大于0.1mm；制動盤表面粗糙度不應(yīng)大于0.06mm。 制動盤厚度h直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)量不致過大，制動盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度不宜過小制動盤可制成實(shí)心的，而為了通風(fēng)散熱，又可在制動盤的兩工作面之間鑄出通風(fēng)孔道，通常實(shí)心盤厚度可取為10mm—20mm；具有通風(fēng)孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20mm—50mm，但多采用20mm—30mm。 CA1041輕型貨車輪輞直徑為16in(1in=0.0254m) 16in×0.0254m=0.4064m 制動盤直徑D=（0.70～0.79）×輪輞直徑 =（0.70～0.79）×0.4064m =321 取制動盤直徑D=355 mm 2.2.2 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370—12或球墨鑄鐵QT500—7制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金制造可做成整體的，也可以做成兩半并有螺栓連接。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(yīng)有較高的強(qiáng)度和剛度。 一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。鉗盤式制動器油缸直徑比鼓式制動器中的輪缸大得多。為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面。有的將活塞開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金制造或由鋼制造。為了提高其耐磨損失性能，活塞的工作表面進(jìn)行鍍鉻處理，當(dāng)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，因減少活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可以采用非金屬活塞。 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(jìn)入制動鉗，位于車軸后則可減少制動輪轂軸承的合成載荷。 2.2.3 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)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?yīng)能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)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(chǎn)生的熱量傳給制動鉗而引起制動液氣化或減少制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘一層隔熱減震墊。由于單位壓力大和工作溫度高等原因，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。據(jù)統(tǒng)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的厚度在14 mm~22mm之間。許多盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達(dá)到極限時的警報裝置，以便能及時更換摩擦襯塊。本設(shè)計取制動盤厚度為h=15mm。 推薦摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5。若其比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面即將減小，最終會導(dǎo)致制動力矩變化大。取摩擦襯塊外半徑，內(nèi)半徑 則 摩擦襯塊半徑選取符合要求。 2.2.4 摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應(yīng)在溫升到某一參數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應(yīng)有好的耐磨性，低的吸水率，低的壓縮率、低的熱傳導(dǎo)率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用污染小和對人體無害的摩擦材料。 當(dāng)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(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹脂材料，使襯片具有不同的摩擦性能及其他性能。 另一種為編織材料，它是用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織的布，浸以樹脂結(jié)合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其繞性好，剪切后可以直接鉚到任意 半徑的制動蹄或制動帶上。在100 oC ~120 oC溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高4~5倍。但其耐熱性差，在200 oC ~250 oC以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因為，這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。 無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機(jī)、無機(jī)材料的纖維或粉末代替石棉作為增強(qiáng)材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。若金屬纖維和粉末的含量在40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在美、歐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，摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)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(fù)荷重的汽車。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約0.3~0.5，少數(shù)可達(dá)0.7。設(shè)計計算制動器時一般取f=0.3~0.35。選用摩擦材料時應(yīng)考慮到:通常，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 表2-2列出了各種摩擦材料主要性能指標(biāo)的對比，供設(shè)計時參考。 表2-2摩擦材料性能對比 摩 擦 材 料 性 能 有機(jī)類 無機(jī)類 制法 編織物 石棉模壓 半金屬模壓 金屬燒結(jié) 金屬陶瓷燒結(jié) 硬度 軟 硬 硬 極硬 極硬 密度 小 小 中 大 大 承受負(fù)荷 輕 中 中~重 中~重 中~重 摩擦系數(shù) 中~高 低~高 低~高 低~中 低~高 摩擦系數(shù)穩(wěn)定性 差 良 良 良~優(yōu) 優(yōu) 常溫下的耐磨性 良 良 良 中 中 高溫下的耐磨性 差 良 良 良~優(yōu) 優(yōu) 機(jī)械強(qiáng)度 中~高 低~中 低~中 高 高 熱傳導(dǎo)率 低~中 低 中 高 高 抗振鳴 優(yōu) 良 中~良 差 差 抗顫振 — 中~良 中 — — 對偶性 優(yōu) 良 中~良 差 差 2.2.5 制動摩擦襯片 在GB5763—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。其摩擦性能見表2-3： 表2-3 汽車制動器摩擦襯片的摩擦性能 類別 項目 試驗溫度 100C 150C 200C 350C 1類 摩擦系數(shù)f 0.30-0.70 0.25-0.70 0.20-0.70 指定摩擦系數(shù)的允許偏差△f ±0.10 ±0.12 ±0.12 磨損率v//(N·m) ≤1.00 ≤2.00 ≤3.00 2類 摩擦系數(shù)f 0.25-0.65 0.25-0.70 0.20-0.70 0.15-0.70 指定摩擦系數(shù)的允許偏差△f ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 磨損率v//(N·m) ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤2.00 3類 摩擦系數(shù)f 0.25-0.65 0.25-0.70 0.25-0.70 0.20-0.70 指定摩擦系數(shù)的允許偏差△f ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 磨損率v//(N·m) ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 4類 摩擦系數(shù)f 0.25-0.65 0.25-0.70 0.25-0.70 0.25-0.70 指定摩擦系數(shù)的允許偏差△f ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 磨損率v//(N·m) ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 2.2.6 盤式制動蹄片上的制動力矩 盤式制動器的計算用簡圖如圖2—5所示，今假設(shè)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 （2-1） 　　　　　　　　 式中：——摩擦系數(shù)； N——單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力(見圖2-5)； R——作用半徑。 圖2-5盤式制動器計算用圖 圖2-6鉗盤式制動器作用半徑計算用圖 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。如圖（2-5）所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。 根據(jù)圖（2-6），在任一單元面積只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(cè)制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 單側(cè)襯塊給予制動盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 （2-2） 因，，故。當(dāng)，，。但當(dāng)m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^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。 由求得： N 則單位壓力 N?m N?m 因此盤式制動器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計要求。 2.2.7 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(zhì)、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(guān)，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(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機(jī)械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)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(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。 制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)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 (2-3) 式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； ——汽車總質(zhì)量； ，——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時總質(zhì)量3.5t以上的貨車取=18m/s； ——制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； ——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積； ——制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到時，并可近似地認(rèn)為，則有 (2-4) 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。 W/mm2 因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。 2.2.8 制動器的熱容量和溫升的核算 應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 (3.48) (2-5) 式中：——各制動鼓的總質(zhì)量； ——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量； ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（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(qiáng)烈制溫升不應(yīng)超過15℃)； L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認(rèn)為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 (2-6) 式中：——滿載汽車總質(zhì)量； ——汽車制動時的初速度； ——汽車制動器制動力分配系數(shù)。 盤式制動器： 由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 本章小結(jié) 本章通過對盤式制動器分類及結(jié)構(gòu)的介紹，以及在網(wǎng)絡(luò)和書籍上查找到的數(shù)據(jù)資料與權(quán)威論文，選出要應(yīng)用在本設(shè)計的制動器類型，并對其制動盤，制動鉗，制動摩擦襯片等材料進(jìn)行了設(shè)計計算。 第3章 盤式制動器布置 3.1 制動力匹配 制動力的匹配是在進(jìn)行汽車制動系統(tǒng)設(shè)計時最重要也最復(fù)雜的一環(huán)，其中前后(對兩軸車而言)制動力分配則是制動力匹配的核心部分。對于三軸及三軸以上車輛來說，制動力如何分配更是復(fù)雜。制動力匹配不僅要考慮整車參數(shù)，車型的使用情況(包括行駛制動工況，路況，氣候等)，還要符合相關(guān)的法規(guī)。其中我國與汽車制動性能相關(guān)的法規(guī)主要是GB7285和ZBT24。 3.1.1 汽車制動時的受力及相關(guān)分析 3.1.1.1 汽車制動時受力分析 圖3-1汽車制動時受力示意圖 圖（3-1）為兩軸汽車制動時受力示意圖，圖中忽略了汽車的滾動阻力偶矩氣阻力以及旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時產(chǎn)生的慣性力偶矩，其中：Z1車制動時水平地面對車輪的法向反力，單位N；Z2為汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，單位N；L為汽車軸距，單位mm；L1為汽車質(zhì)心到軸的距離，單位mm；L2為汽車質(zhì)心到后軸的距離，單位mm；hg為汽車質(zhì)心高度，mm；G為汽車所受重力，單位N；m為汽車質(zhì)量，kg；FB1為前輪地面制動力，單位N；FB2為后輪地面制動力，單位N；對后輪接地點(diǎn)取力矩可以得到： Z1L2+m(du/dt)hg (3-l) 對前輪接地點(diǎn)取力矩，可以得到: Z2L=GL1-m(du/dt)hg (3-2)上兩式可以求得地面的法向反力為: (3-3) (3-4) 若在不同附著系數(shù)的路面上制動，前后輪都抱死(不論是同時抱死，還是分別先后抱死)，此時，或地面作用于前后輪的法向反用力則為: (3-5) (3-6) 3.1.1.2 I 曲線 前面己經(jīng)指出，制動時前后輪同時抱死，對附著條件的利用、制動時汽車的方向穩(wěn)定性均較為有利。此時前后輪制動器制動力和的關(guān)系曲線，常稱之為理想的前后輪制動器制動力分配曲線。在任何附著系數(shù)β的路面上，前后輪同時抱死的條件是:前后輪制動器制動力之和等于附著力;并且前后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即同時滿足下列三個式子: 或滿足下列二式： 將(3-5)和(3-6)代入上式，可以得到: (3-7) (3-8) 消去變量，則可以得到前后制動器制動力的關(guān)系式了： (3-9) 由式(3—7)畫成的曲線即為前后車輪同時抱死時前后輪制動器制動力的系曲線—理想的前后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖（3-2）所示應(yīng)當(dāng)指出的是，I曲線是踏板力增加到前后輪同時抱死拖滑時的前后輪器制動力的分配曲線。車輪同時抱死時，，，所示I曲線也是車輪同時抱死時和的關(guān)系曲線。 還應(yīng)進(jìn)一步指出，汽車前后輪制動器制動力常不能按I曲線的要求來分配制動過程中常是一根軸先抱死，隨著踏板制動力的進(jìn)一步增加，接著另外一根軸抱死。顯然I曲線還是前后輪都抱死后的地面制動力FB1與FB2，即和的關(guān)系曲線。 本設(shè)計車型所給定的整車參數(shù)： 汽車軸距L: 2850mm. 汽車空載及滿載時的總質(zhì)量： 空載=2180kg 滿載=4060kg 滿載時質(zhì)心距前后軸中心線的距離： 前軸=1199mm 后軸=1781mm 質(zhì)心高度: 空載=730mm 滿載=950mm 3.1.1.3 具有固定比值的前后制動器制動力與同步附著系數(shù) 不少兩軸汽車的前后制動器制動力之比為一固定值。常用前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比來表明分配的比例，稱為制動器制動力分配系數(shù)并以符號β表示，即 β= 由上式可以得到： , 且: (3-10) 若用表示，則為一直線，此直線通過坐標(biāo)原點(diǎn)，且其斜率為: tgθ=(1-β)/β. 這條直線為實(shí)際前后制動器制動力分配線，簡稱β線，如圖（3-2）所示。圖中β線與I曲線(滿載)交于某一點(diǎn)，此時的附著系數(shù)等于。β線與 I曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是由汽車參數(shù)的結(jié)構(gòu)決定的，反映汽車制動性能的一個參數(shù)。 同步附著系數(shù)說明，前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在同一種附著系數(shù)，即同步附著系數(shù)路面上制動時才能使前后輪同時抱死。同步附著系可以用解析法求得。設(shè)汽車在同步附著系數(shù)路面上制動時，此時前后輪同時抱死，綜合式(3—7)，(3—8)，(3—10)可以得到下式: 圖（3-2）f、r線組與β線 下面利用β線，I曲線，f與r線組分析貨車在不同Φ值路面上的制動過程。貨車的同步附著系數(shù)汽=0.39，其中β線，I曲線，f與r線組如圖3—2所示。 (l)當(dāng)必Φ<Φo幾時，設(shè)Φ=0.3，制動開始時，前后制動器制動力和按β線上升，上升到A點(diǎn)時，β線與Φ=0.3的f線相交，前輪開始抱死，此時的制動減速度是0.27g。此時的地面制動力FB1和FB2:已符合后輪沒有抱死而前輪先抱死的狀況。如果駕駛員繼續(xù)增加踏板力，F(xiàn)B1和FB2將會沿f線變化，前輪的地面制動力FB1不再等于,但繼續(xù)制動，前輪法向反作用力增加，故FB1會沿f線稍有增加。但因后輪未抱死，所以踏板力增大，F(xiàn)B1和FB2沿β線上升，F(xiàn)B2仍等于而繼續(xù)上升。當(dāng)至A,點(diǎn)時，f線與I曲線相交，此時后輪達(dá)到抱死時所需的地面制動力FB2(也即后輪的地面附著力)，于是前后輪都抱死，汽車獲得的減速度為0.3g。 由此可見，β線位于I曲線下方時，制動時總是前輪先抱死。前輪先抱死雖是一種穩(wěn)定工況，但是喪失轉(zhuǎn)向能力。 (2)當(dāng)Φ>Φo時，設(shè)Φ=0.7，制動開始時，前后車輪均為抱死，故前后輪地面制動力和制動器制動力均沿β線增長，到B點(diǎn)時，β線與勢Φ=0.7的f線相交，地面制動力符合后輪先抱死的狀況，后輪開始抱死，此時的減速度是0.6g。從B點(diǎn)以后，再增加踏板力，F(xiàn)B1和FB2將會沿Φ=0.7的r線變化。但是繼續(xù)制動時，后輪法向反作用力有所減少，因而后輪的地面制動力沿r線有所下降。但前輪未抱死，當(dāng)和沿β線增長時，始終有FB1=。當(dāng)和到B，點(diǎn)時，r線與I曲線相交，此時前輪達(dá)到抱死時所需的地面制動力FB1，前后輪均抱死，汽車獲得的減速度為0.7g。 由此可見，β線位于I曲線上方時，制動時總是后輪先抱死。因而容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 3.1.2 制動力匹配實(shí)例 在進(jìn)行實(shí)際制動力匹配時，整車參數(shù)確定意味著整車所需的制動力也確定了。制動力應(yīng)滿足整車的需要，也應(yīng)滿足法規(guī)所規(guī)定的要求。這里需要指出的是，由于車輛在行駛過程中，除了行駛在同步附著系數(shù)路面上以外，是不可能同時抱死的，針對不同的車型所行駛的路況，所需求的前輪或后輪抱死情況也是不同的。比如說，貨車經(jīng)常行駛于山路等多彎路況，是不允許制動時前輪抱死的，因為前輪先死失去轉(zhuǎn)向能力比后輪先抱死發(fā)生側(cè)滑的危險性要大。而在雨較大的平原地區(qū)，則汽車后輪先抱死發(fā)生側(cè)滑所造成的交通事故可能性更大。 在不采取比例閥等控制裝置時，制動力分配曲線如圖所示： 圖（3-3） 實(shí)際制動力分配的三種情況 A-主要考慮滿載，同步附著系數(shù)較小。但在空載或半空載時后輪易抱死產(chǎn)生側(cè)滑。 B-兼顧空滿載兩種制動工況要求。同步附著系數(shù)大，這是一般車輛設(shè)計師所采用的。 C-主要考慮空載工況。沒有同步附著系數(shù)，經(jīng)常發(fā)生前輪首先抱死失去轉(zhuǎn)向能力的情況，在山區(qū)的車輛不能采取這種方案。 由圖可知，β線是我們想要的，它與空滿載時的理想動力分配曲線都要相交，對各種不同Φ值路面的適應(yīng)能力較理想，是一般時應(yīng)參考的模型。 3.1.3 利用附著系數(shù) 為了防止后軸側(cè)滑和前輪失去轉(zhuǎn)向能力，汽車在制動過程中最好既不出現(xiàn)后軸車輪先抱死的情況，也不出現(xiàn)前軸車輪先抱死或者前后車輪都抱死的情況。所以應(yīng)當(dāng)以即將出現(xiàn)車輪抱死但還沒有任何車輪抱死時的制動減速度作為汽車能產(chǎn)生的最高減速度。 從以上分析可知，若在同步附著系數(shù)的路面上制動，則汽車的前后輪同時達(dá)到抱死的工況，此時的制動減速度為du/dt=zg，z稱為制動強(qiáng)度。顯然，z=Φo，Φo為同步附著系數(shù)。在其它附著系數(shù)路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪抱死時的制動強(qiáng)度要比路面附著系數(shù)小。即不出現(xiàn)前輪或后輪抱死時的制動強(qiáng)度必小于地面附著系數(shù)，也就是z<Φ。因此可以說，只有在Φ=Φo的路面上時，地面附著系數(shù)均得到較好的利用。而在或的路面時，出現(xiàn)前輪或后輪抱死，地面附著系數(shù)均得到較好的利用。這一點(diǎn)在上述分析中可以看出，這個結(jié)論也常常這樣來描述:汽車以一定的減速度制動時，出去制動強(qiáng)度z=外，不發(fā)生車輪抱死時所要求的(最小)路面附著系數(shù)總大于其制動強(qiáng)度。這個要求的路面附著系數(shù)稱之為汽車在該制動強(qiáng)度時的利用附著系數(shù)。顯然利用附著系數(shù)越接近制動強(qiáng)度，地面的附著條件發(fā)揮得越充分，汽車的制動力分配也越合理。通常以利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線來描述汽車制動力分配的合理性。下面分別將求出前輪或后輪提前抱死時，前軸和后軸的利用附著系數(shù)。 前軸的利用附著系數(shù)可按下式求出: 設(shè)汽車前軸或前后軸同時剛要抱死時產(chǎn)生的減速度為du/dt=zg，式中z為制動強(qiáng)度。則有如下關(guān)系式: 又 由此可以得到前軸的利用附著系數(shù)可以如下方法求得： 由此可以得到前軸的利用附著系數(shù)。 3.2 制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的工作可靠性，保證行車安全，制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的系統(tǒng)，即應(yīng)是雙管路的。應(yīng)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(dú)立的回路，以便當(dāng)一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據(jù)GB 7258—2004規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應(yīng)能有一定的制動力。 （a） （b） （c） （d） （e） 1—雙腔制動主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路的另一分路 圖3-2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 圖（3-2）為雙軸汽車的液壓式制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。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(tǒng)的復(fù)雜程度等。 圖（3-2）(a)為前、后輪制動管路各成獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型。其特點(diǎn)是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動管路失效，則一旦前輪抱死就會失去轉(zhuǎn)彎制動能力。對于前驅(qū)動的轎車，當(dāng)前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負(fù)荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導(dǎo)致汽車甩尾。 圖（3-2）(b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對側(cè)車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也很簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負(fù)荷的適應(yīng)性。此時前、后各有一側(cè)車輪有制動作用使制動力不對稱，導(dǎo)致前輪將朝制動起作用車輪的一側(cè)繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應(yīng)取負(fù)值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。 圖（3-2）(c)的每側(cè)前制動器的半數(shù)輪缸與全部后制動器輪缸構(gòu)成一個獨(dú)立的回路；而兩前制動器的另半數(shù)輪缸構(gòu)成另一回路?？煽闯墒且惠S半對半個軸的分路型式，簡稱HI型。 圖（3-2）(e)的兩個獨(dú)立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)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(tǒng)的制動效能最好。 HI，LL，HH型的結(jié)構(gòu)均較復(fù)雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力LL型可達(dá)正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見圖3-2(c)，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。 本次設(shè)計采用圖（3-2）(a)所示前、后輪制動管路各成獨(dú)立的的Ⅱ回路系統(tǒng)符合了GB 7258—2004對制動管路布置的要求。 本章小結(jié) 本章主要是對所設(shè)計的制動器制動力與整車制動性能匹配關(guān)系的計算，并對制動管路的設(shè)計做出了對比分析最后確定合適本車型的制動管路布置形式，得出結(jié)論所設(shè)計出的制動器附和相關(guān)法規(guī)的要求。 結(jié) 論 本次設(shè)計是以CA1041載貨汽車的制動系統(tǒng)為研究對象，根據(jù)設(shè)計的要求，通過對汽車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和形式進(jìn)行分析后，對汽車的制動力分配系數(shù)、制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率進(jìn)行了計算分析。根據(jù)現(xiàn)有資料對制動器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計并進(jìn)行了相關(guān)的校核，并且符合GB7258—2004中對制動系統(tǒng)的要求。并且完成了前制動器裝配圖、制動管路布置圖、相關(guān)零件圖的繪制。 對液壓管路的布置進(jìn)行了設(shè)計，采用了符合國家標(biāo)準(zhǔn)的設(shè)計要求。對制動液壓元件，制動輪缸主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計和校核。經(jīng)過設(shè)計和校核液壓系統(tǒng)的設(shè)計基本上達(dá)到了設(shè)計的要求。 但是由于是第一次接觸制動系統(tǒng)設(shè)計經(jīng)驗欠缺水平有限，設(shè)計過程中難免有缺陷和不足。希望各位老師能批評指正。特別是對于現(xiàn)在汽車制動系統(tǒng)中應(yīng)用越來越廣泛的ABS系統(tǒng)沒有深入的了解，需要在以后的工作和學(xué)習(xí)中這些彌補(bǔ)不足和缺陷。 致 謝 轉(zhuǎn)眼間，畢業(yè)設(shè)計就要結(jié)束了，一種成就感尤然而升，畢業(yè)設(shè)計是專業(yè)教學(xué)計劃中的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)，也是理論聯(lián)系實(shí)際，實(shí)踐性很強(qiáng)的一個教學(xué)環(huán)節(jié)。通過這樣的一個教學(xué)環(huán)節(jié)，一方面培養(yǎng)學(xué)生能夠獨(dú)立運(yùn)用所學(xué)的知識與技能解決本專業(yè)范圍內(nèi)一項有實(shí)際意義的設(shè)計制造、科研實(shí)驗、生產(chǎn)管理等課題；另一方面也是培養(yǎng)學(xué)生綜合分析問題的能力，獨(dú)立解決問題的能力，為畢業(yè)后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。 在設(shè)計期間遇到了很多具體問題，通過老師和同學(xué)們的幫助，這些問題得以及時的解決。我特別要感謝張偉老師，他給了我大量的指導(dǎo)，并為我們提供了良好的實(shí)習(xí)環(huán)境，帶我們?nèi)ニ膶?shí)驗室參觀學(xué)習(xí)，讓我學(xué)到了知識，掌握了設(shè)計的方法，也獲得了實(shí)踐鍛煉的機(jī)會。在我遇到困難的時候張偉老師總是能耐心的幫我解答，并且讓我們學(xué)習(xí)使用軟件繪圖，為我能順利完成畢業(yè)設(shè)計提供了非常必要的幫助。在此對張偉老師的幫助表示最誠摯的謝意。 這次畢業(yè)設(shè)計的收獲是巨大的，這不僅僅是由于自己的努力，更重要的還有指導(dǎo)老師、以及同學(xué)們的幫助，在此我再次向幫助過表示深深的謝意。 參考文獻(xiàn) [1]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].人民交通出版社,2002. 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