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1、 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計(論文)任務書 畢業(yè)設計(論文)的主要內(nèi)容： 一、說明書 1、盤式制動器概述 2、制動器總體結構確立和制動回路設計 3、制動器零件的設計和計算 4、設計結果及分析 5、結論 二、圖紙內(nèi)容 3張A0圖紙,其中手繪A0圖紙一張。 三、外文資料的譯文5000字左右。 指導教師簽字： 填寫說明："任務書"封面請用鼠標點中各欄目橫 線后將信息填入，字體設定為楷體－GB2312、四號字；在填寫畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容時字體設

2、定為楷體－GB2312、小四號字。 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 畢業(yè)設計（論文）說明書 摘 要 國內(nèi)汽車市場迅速發(fā)展，而轎車是汽車發(fā)展的方向。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(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安

3、全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期,提高設計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關鍵。 汽車的制動系是汽車行車安全的保證，許多制動法規(guī)對制動系提出了許多詳細而具體的要求，這是我們設計的出發(fā)點。 本說明書主要介紹了奇瑞A3轎車制動系統(tǒng)的設計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最終確定方案采用液壓雙回路，前后都為盤式制動器。除此之外，它還介紹了前后制動器、制動主缸的設計計算，主要部件的參數(shù)選擇及制動管路布置形式等的設計過程。 關鍵詞: 制動盤;制動輪缸;制

4、動鉗;制動襯片 第 IV 頁 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 畢業(yè)設計（論文）說明書 Abstract The rapid

5、 development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-perfor

6、mance 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

7、, and has become a key to success of enterprises. The brake system in vehicle guarantied the safety of driving. Many rules and regulations have been made for the brake system in detail, which is the starting of our design. This paper mainly introduces the design of braking system of the CHERY A3 t

8、ype of car. 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 disc. Besides, this paper also

9、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 drum; brake disc; hydroid pressure ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊

10、 ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 畢業(yè)設計（論文）說明書 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第一章 總 論 1 1.1汽車制動系概述 1 1.2制動系統(tǒng)設計的意義 3 1.3制動系統(tǒng)研究狀態(tài) 4 1.4本次設計制動系統(tǒng)應達到的目標 4 1.5本次制動系統(tǒng)設計要求 4 第二章 制動系統(tǒng)設計方案論證分析和選擇 5 2.1制動器形式方案分析 5 2.11鼓式制動器 5 2.12盤式制動器 7 2.2制動器設計

11、的一般原則 9 2.3制動驅(qū)動機構的結構形式選擇 10 2.4液壓分路系統(tǒng)形式的選擇 12 2.5液壓制動主缸的設計方案 13 2.6制動器間隙自動調(diào)整裝置 14 第三章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 15 3.1制動力與制動力分配系數(shù) 15 3.2具有固定比值的前、后制動器制動力與同步附著系數(shù) 15 3.3制動器的制動力矩 16 3.4利用附著系數(shù)與制動效率 17 第四章 制動器的設計計算 20 4.1原始數(shù)據(jù)及主要技術參數(shù) 20 4.2前輪滑動鉗盤式結構的確定 20 4.21盤式制動器主要參數(shù)的確定 20 4.22制動器的計算 21 4.23襯塊磨損均勻性的計算和

12、驗證： 24 4.3制動力矩以及盤的壓力 25 4.4制動器輪鋼直徑的計算 26 4.5緊急制動時踏板力的計算 27 4.6制動踏板行程的計算 27 第五章 制動性能分析 28 5.1制動性能評價指標 28 5.2制動效能 28 5.3制動效能的恒定性 28 5.4制動時汽車的方向穩(wěn)定性 28 5.5制動器制動力分配曲線分析 29 5.6制動減速度 29 5.7制動距離S 29 5.8駐車制動計算 30 第六章 制動器零件設計及工藝分析 32 6.1制動器零件設計 32 6.2工藝分析 33 6.3對結構工藝性的評價 34 6.4典型零件的加工工藝過程分析

13、35 6.5總成裝配拆卸與檢查的技術要求 36 第七章 技術經(jīng)濟、安全性及環(huán)保分析 39 7.1技術經(jīng)濟分析 39 7.2環(huán)保分析 39 7.3安全性分析 39 總結 40 參考文獻 41 致謝 42 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 畢業(yè)設計（論文）說明書 第一章 總 論

14、1.1汽車制動系概述 使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡行駛的汽車的速度保持穩(wěn)定，以及使已經(jīng)停駛的汽車保持不動，這些作用統(tǒng)稱為汽車制動。 對汽車起到制動作用的是作用在汽車上，其方向與汽車行駛方向相反的外力。作用在行駛汽車上的滾動阻力，上坡阻力，空氣阻力都能對汽車起制動作用，但這外力的大小是隨機的，不可控制的。因此，汽車上必須設一系列專門裝置，以便駕駛員能根據(jù)道路和交通等情況，借以使外界在汽車上某些部分施加一定的力，對汽車進行一定程度的強制制動。這種可控制的對汽車進行制動的外力，統(tǒng)稱為制動力。這樣的一系列專門裝置即成為制動系。 1 制動系的功用：使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡

15、行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠的停在原地或坡道上。 2 制動系的組成 任何制動系都具有以下四個基本組成部分： （1）供能裝置——包括供給、調(diào)節(jié)制動所需能量以及改善傳能介質(zhì)狀態(tài)的各種部件。其中，產(chǎn)生制動能量的部位稱為制動能源。 （2）控制裝置——包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的各種部件。 （3）傳動裝置——包括將制動能量傳輸?shù)街苿悠鞯母鱾€部件。 （4）制動器——產(chǎn)生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力的部件，其中也包括輔助制動系中的緩速裝置。 較為完善的制動系還具有制動力調(diào)節(jié)裝置以及報警裝置、壓力保護裝置等附加裝置。 3 制動系的類型 ⑴按制動系的功用分類

16、 ①行車制動系——使行使中的汽車減低速度甚至停車的一套專門裝置。 ②駐車制動系——是以停止的汽車駐留在原地不動的一套裝置。 ③第二制動系——在行車制動系失效的情況下，保證汽車仍能實現(xiàn)減速或停車的一套裝置。在許多國家的制動法規(guī)中規(guī)定，第二制動系是汽車必須具備的。 ④輔助制動系——在汽車長下坡時用以穩(wěn)定車速的一套裝置。 ⑵按制動系的制動能源分類 ①人力制動系——以駕駛員的肢體作為唯一的制動能源的制動系。 ②動力制動系——完全靠由發(fā)動機的動力轉(zhuǎn)化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的制動系。 ③伺服制動系——兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系。 按照制動能量的傳輸方式，制動系又可分

17、為機械式、液壓式、氣壓式和電磁等。同時采用兩種以上傳能方式的制動系，可稱為組合式制動系。 4 設計制動系時應滿足如下主要要求： ⑴ 具有足夠的制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩相指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠的停駐的最大坡度來評定的。詳見GB/T7258-2004 制動距離：是指機動車在規(guī)定的初速度下急踩制動時，從腳接觸制動踏板（或手觸動制動手柄）時起至機動車停住時止機動車駛過的距離。 制動減速度：是指機動車制動時車速對時間的導數(shù)。 制動穩(wěn)定性要求：是指制動過程中機動車的任何部位（不計入車寬的部位除外）不允許超出規(guī)定寬度的試驗通道的邊

18、緣線。 制動距離和制動穩(wěn)定性要求 機動車類型 制動初速度 km/h 滿載檢驗制動距離要求m 空載檢驗制動距離要求m 試驗通道寬度 m 三輪汽車 20 ≤5.0 2.5 乘用車 50 ≤20.0 ≤19.0 2.5 總質(zhì)量不大于 3500kg 的低速貨車 30 ≤9.0 ≤8.0 2.5 其它總質(zhì)量不大于 3500kg 的汽車 50 ≤22.0 ≤21.0 2.5 其它汽車、汽車列車 30 ≤10.0 ≤9.0 3.0 兩輪摩托車 30 ≤7.0 —— 邊三輪摩托車 30 ≤8.0 2.5 正三輪摩托車 30 ≤

19、7.5 2.3 輕便摩托車 20 ≤4.0 —— 輪式拖拉機運輸機組 20 ≤6.5 ≤6.0 3.0 手扶變型運輸機 20 ≤6.5 2.3 制動減速度和制動穩(wěn)定性要求 機動車類型 制動初速度km/h 滿載檢驗充分發(fā)出的平均減速度m/s2 空載檢驗充分發(fā)出的平均減速度m/s2 試驗通道寬度m 三輪汽車 20 ≥3.8 2.5 乘用車 50 ≥5.9 ≥6.2 2.5 總質(zhì)量不大于 3500kg 的低速貨車 30 ≥5.2 ≥5.6 2.5 其它總質(zhì)量不大于 3500kg 的汽車 50 ≥5.4 ≥5.8 2.5

20、 其它汽車、汽車列車 30 ≥5.0 ≥5.4 3.0 ⑵ 工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅(qū)動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅(qū)動機構則各自獨立。 ⑶ 在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。 ⑷ 防止水和泥進入制動器工作表面。 ⑸ 制動能力的熱穩(wěn)定性良好。 ⑹ 操作輕便，并具有良好的隨動性。 ⑺ 制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲應盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質(zhì)，以減少公害。 ⑻ 作用滯后性應盡可能好。作用滯后性是指制動反應時

21、間，以制動踏板開始動作至達到給定的制動效能所需的時間來評價。 ⑼ 摩擦片應有足夠的使用壽命。 ⑽ 摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構，且調(diào)整間隙工作容易，最好設置自動調(diào)整間隙機構。 ⑾ 當制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本供能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警裝置。 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(zhuǎn)向操縱性和方向穩(wěn)定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統(tǒng)（ABS）在汽車上得到了很快的發(fā)展和應用。此外，由于含有石棉的摩擦材料在石棉有致癌公害問題已被淘汰，取而代之的各種無石棉型材料相繼研制成功。 1.2制動系統(tǒng)設計的意義 汽車是現(xiàn)代交通

22、工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次畢業(yè)設計題目為 奇瑞A3轎車制動系統(tǒng)設計。 通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定奇瑞A3轎車制動系統(tǒng)的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用X型

23、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。 1.3制動系統(tǒng)研究狀態(tài) 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,改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時,由于車輛受到與行駛方向相反的外力,所以才導致汽車的速度逐漸減小至0,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計,因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎,由于這一過程較為復雜,因此一般在實際中只能建立簡化模型分析,通常人們主要從三個方面來對制動過程進行

24、分析和評價: 1)制動效能:即制動距離與制動減速度； 2)制動效能的恒定性:即抗熱衰退性； 3)制動時汽車的方向穩(wěn)定性； 目前,對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行,由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數(shù)有關傳動系,制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛,其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù),在汽車道路試驗中,如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。 1.4本次設計制動系統(tǒng)應達到的目標 ⒈具有良好的制動效能 ⒉具有良好的制動效能的穩(wěn)定性 ⒊制動時汽車操縱穩(wěn)定性好 ⒋制動效能的熱穩(wěn)定性好

25、 1.5本次制動系統(tǒng)設計要求 制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)制動器主要參數(shù)設計和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖。對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。 共 42 頁 第 43 頁 第二章 制動系統(tǒng)設計方案論證分析和選擇 2.1制動器形式方案分析 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 2.11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(xiàn)前，

26、它已經(jīng)廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器

27、。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： 1、 領從蹄式制動器 如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。這種當制動鼓正、反方向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)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

28、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(wěn)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、 雙領蹄式制動器 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?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2—5(c)所示，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

29、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?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用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。 3、 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)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。 4、 單向增力式制

30、動器 單向增力式制動器如圖所示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(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 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。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而

31、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(jīng)制動輪缸產(chǎn)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通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)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(chǎn)生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。 2.12盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件

32、的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 ①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn)。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 ②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內(nèi)側(cè)有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小；成本低；浮動鉗的制

33、動塊可兼用于駐車制動。 固定鉗式制動器，如圖（a）所示，制動盤兩側(cè)均有油缸。制動時，僅兩側(cè)油缸中的活塞驅(qū)使兩側(cè)制動塊向盤面移動。這種制動器的主要優(yōu)點是： 1 除活塞和制動塊外無其它滑動件，易于保證鉗的剛度； 2 結構及制造工藝與一般的制動輪缸相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改型； 3 很能適應分路系統(tǒng)的要求； 就目前汽車發(fā)展趨勢來看，隨著汽車性能要求的提高，固定鉗結構上的缺點也日益明顯。主要有以下幾個方面： 1固定鉗式至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側(cè)，因而必須用跨越制動盤的內(nèi)部油道或外部油管（橋管）來連通，這就使制動器的徑向和軸向的尺寸都比較大，因而在車輪中布置比較困難； 2

34、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，從而使制動器的制動效能受到影響； 3固定前盤式制動器為了要兼充駐車制動器，必須在主制動鉗上另外附裝一套供駐車制動用的輔助制動鉗，或者采用盤鼓結合式制動器，其中用于駐車制動的鼓式制動器只能是雙向增力式的，但這種雙向增力式制動器的調(diào)整不方便。 浮動鉗式制動器可分為滑動鉗式（圖b）和擺動鉗式（圖c）。與固定鉗式制動器相比較，其優(yōu)點主要有以下幾個方面： 1 鉗的外側(cè)沒有油缸，可以將制動器進一步移近輪轂。因此，在布置時比較容易； 2 浮動鉗沒有跨越制動盤的油管或油道，減少了受熱機會，且單側(cè)油缸又位于盤的內(nèi)側(cè)，受車輪遮蔽減少而冷卻條件較好等原因

35、，所以其制動液汽化可能性較小； 3 浮動鉗的同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動； 4 采用浮動鉗可將油缸和活塞等緊密件減去一半，造價大為降低。這一點對大批量生產(chǎn)的汽車工業(yè)式十分重要的。 （2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。 目前各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式和盤式，前者的摩擦幅中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件則為圓盤轉(zhuǎn)的制動盤，一段面為工作表面。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制

36、動器比較有如下均一些突出優(yōu)點: （1）制動穩(wěn)定性好.它的效能因素與摩擦系數(shù)關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 （2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 （3）輸出力矩平衡.而鼓式則平衡性差。 （4）制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。 （5）車速對踏板力的影響較小。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前后都為盤式。前后盤都選用浮動盤式制動器。 2.2制動器設計

37、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(shù)的無因次指標。制動效能因數(shù)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(xù)制動時汽車制動效能保持的程度。如前所述，影響摩擦因數(shù)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(zhuǎn)化為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷狀態(tài)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(shù)大于從蹄，穩(wěn)定性卻比從

38、蹄差，因此各種鼓式制動器的效能因數(shù)取決于兩蹄的效能因數(shù)，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(wěn)定性的矛盾。而盤式制動器的制動效能最為穩(wěn)定。 要求制動器的熱穩(wěn)定性好，除選擇其效能因數(shù)對摩擦系數(shù)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(diào)整，是汽車保養(yǎng)作業(yè)較為頻繁的項目之一。故選擇調(diào)整裝置的結構形式和安裝位置必須保證調(diào)整操作方便。最好采用間隙自動裝置。 4 制動器的尺寸和質(zhì)量。隨著現(xiàn)代汽車車速的日益提高，處于汽車行駛穩(wěn)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

39、而確定的制動鼓（制動盤）直徑就可能過大而難以在輪轂內(nèi)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(wěn)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(zhì)量，故應盡可能減輕其質(zhì)量，以改善行駛平順性。 5 噪音的減輕。制動噪音的現(xiàn)象很復雜。大致來說，冬冬噪音分為低頻好高頻良種。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(chǎn)生。或者是由于摩擦襯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

40、性，即動摩擦系數(shù)對摩擦速度的變化關系。動摩擦系數(shù)隨速度的增高而減低的程度愈大，愈易激發(fā)震動而產(chǎn)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?shù)某潭壬舷撤N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(chǎn)生制動力矩的下降和踏板行程損失等副作用。 2.3制動驅(qū)動機構的結構形式選擇 根據(jù)制動力原的不同，制動驅(qū)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(qū)別。 簡單制動系

41、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原。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通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(0.1s—0.3s)，工作壓力大(可達10 MPa—12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)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(zhì)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(chǎn)生所謂“汽阻”

42、，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(tǒng)都不能繼續(xù)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(xiàn)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，在轎車和輕型汽車中已極少采用。 動力制動系 動力制動系是以發(fā)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?shù)奶ぐ逍?/p>

43、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(qū)動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)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(zhì)量為8t以上尤其是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(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(o．3s—o．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

44、工作壓力較低(一般為o．5MPa—o．7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄，使非簧載質(zhì)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(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)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(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制

45、動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車上。 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他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(fā)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出動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)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

46、得到了廣泛的應用。 按伺服系統(tǒng)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。 2.4液壓分路系統(tǒng)形式的選擇 為了提高制動驅(qū)動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅(qū)動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，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(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 II型回路 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與

47、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。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(zhuǎn)彎制動能力。對于前輪驅(qū)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。 X型回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(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，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

48、了制動時與整車負荷的適應性。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。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，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。 其他類型回路 左、右前輪制動器的半數(shù)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(shù)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(cè)前輪制動器的半數(shù)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

49、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(yōu)缺點最終選擇X型管路。 2.5液壓制動主缸的設計方案 為了提高汽車的行駛安全性，根據(jù)交通法規(guī)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(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。 轎車制動主

50、缸采用串列雙腔制動主缸。如圖2—3所示，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構成。儲蓄罐中的油經(jīng)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(nèi)產(chǎn)生的油壓，分別經(jīng)各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。 主缸不制動時，前、后兩工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各自得旁通孔和補償孔之間。 當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通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(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。 圖2—3 制動主缸工作原

51、理圖 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?shù)街鞲赘左w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，

52、當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)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。 2.6制動器間隙自動調(diào)整裝置 圖2-4 盤式制動器的活塞密封圈 a) 制動狀態(tài) b) 不制動狀態(tài) 1-活塞 2-制動鉗 3-密封圈 最簡單的間隙自調(diào)方式是利用制動鉗中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設定活塞行程△，當襯塊磨損而導致所需的活塞行程大于△時，活塞可在液壓作用下克服密封圈的摩擦力繼續(xù)前移實現(xiàn)完全制動為止。活塞與密封圈之間這一不可恢復的相對位移便襯嘗了過量間隙。 第三章 制動系的主

53、要參數(shù)及其選擇 3.1制動力與制動力分配系數(shù) 前、后制動器制動力分配關系將影響汽車的制動方向穩(wěn)定性和附著條件的利用，是汽車制動系設計時必須考慮的問題。 一般根據(jù)前、后軸制動器制動力的分配、裝載情況、道路附著條件和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，汽車制動過程可能出現(xiàn)三種情況：前后輪同時抱死拖滑；前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑；后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。 如前所述，前后輪同時抱死工況可避免后軸側(cè)滑，并保證前輪只有在最大制動強度下，才使汽車失去轉(zhuǎn)向能力，這種工況道路附著條件利用較好。前輪較后輪先抱死，雖然不會發(fā)生側(cè)滑，但是汽車喪失轉(zhuǎn)向能力。在一定速度下，后輪較前輪先抱死一定時間，

54、會造成汽車后軸側(cè)滑。 3.2具有固定比值的前、后制動器制動力與同步附著系數(shù) 兩軸汽車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數(shù)。前、后輪的地面法向反作用力為 （3－1） 前后制動器制動力的理想分配關系式為 （3－2） 通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數(shù)，它可表示為 （3－3） 因為，所以 （3－4） 整理式（3－4）得 （3－5） 或表示為，即 （3－6） 式（3－5）為一線性方程。它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡稱為線。線

55、通過坐標原點，其斜率為 　 （3－7） 具有固定的線與I線的交點處的附著系數(shù),被稱為同步附著系數(shù)。它表示具有固定線的汽車只能在一種路面上實現(xiàn)前、后輪同時抱死。同步附著系數(shù)時由汽車結構參數(shù)決定的，它是反應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，只能在一種路面上，即在同步附著系數(shù)的路面上才能保證前后輪同時抱死。 同步附著系數(shù)也可用解析方法求出。設汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動，此時汽車前、后輪同時抱死，將式（3－2）代入式（3－5），得 （3－8

56、） 　整理后，得出 （3－9） 3.3制動器的制動力矩 假定襯塊的摩擦表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： （3－10） 式中，f為摩擦因數(shù)；Fo為單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；R為作用半徑。 對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽螅等于平均半徑Rm，或有效半徑Re，在實際上已經(jīng)足夠精確。 如圖3—1，平均半徑

57、為 Rm=( R1+ R2)/2 （3－11） 式中，R1和R2為摩擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑。 設襯塊與制動盤之間的單位壓力為戶，則在任意微元面積上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，而單側(cè)制動塊加于制動盤的制動力矩應為 單側(cè)襯塊加于制動盤的總摩擦力。 故有效半徑為 Re=Mμ/2fFo=2(R23-R13)/3(R22-R12) （3－12） 可見，有效半徑Re即是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。上式也可寫成 Re=4/3[1- R1 R

58、2/( R1+ R2)2]( R1+ R2)/2=4/3[1-m/(1+m)2] Rm （3－13） 式中，m= R1/ R2 因為m<1，m/(1+m)2<1/4，故Re> Rm，且m越小則兩者差值越大。 應當指出，若m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。m值一般不應小于0．65。 制動盤工作面的加工精度應達到下述要求：平面度允差為0．012mm，表面粗糙度為Ra0.7—1.3μm，兩摩擦表面的平行度不應大于0．05mm，制動盤

59、的端面圓跳動不應大于0．03mm。通常制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證有足夠的強度和耐磨性能，其牌號不應低于HT250。 3.4利用附著系數(shù)與制動效率 汽車制動減速度，其中被稱為制動強度。由前述可知，若汽車在具有同步附著系數(shù)的路面上制動，汽車的前、后輪將同時達到抱死的工況，此時的制動強度。在其他路面上制動時，既不出現(xiàn)前輪抱死也不發(fā)生后輪抱死的制動強度必然小于地面附著系數(shù)，即。就是說，只有在的路面上，地面的附著條件才能被充分地利用。而在的路面上，因出現(xiàn)前輪或后輪先抱死的現(xiàn)象，地面附著條件未被很好地被利用。為了定量說明地面附著條件的利用程度，定義利用附著系數(shù)為 ,

60、 （3－14） 設汽車前輪剛要抱死或前、后輪同時剛要抱死時，汽車產(chǎn)生的減速度（或表示為），則由式（3－1）得前輪地面法向反作用力為： （3－15） 前輪制動器制動力和地面制動力為： （3－16） 將式（3－11）和式(3－12)代入式（3－8），則 （3－17） 同理可推導出后輪利用附著系數(shù)。 后輪剛要抱死時，后輪地面制動力和地面法向反作用力 （3－18） （3－19） 將式（3－14）和式(3－15)代入，則 （3－20） 對于已知汽車總質(zhì)量m、軸距L、質(zhì)心位置、、等結構參數(shù)，則可繪制出利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線圖。附著效率是

61、制動強度和利用附著系數(shù)之比。 它是也用于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。根據(jù)附著效率的定義，有 （3－21） （3－22） 式中；和分別時前軸和后軸的附著效率。 第四章 制動器的設計計算 4.1原始數(shù)據(jù)及主要技術參數(shù) 裝備質(zhì)量 1420kg 滿載質(zhì)量 1795kg 軸荷分配 空載時 前軸 872kg 后軸 548kg 滿載時 前軸

62、 962kg 后軸 833kg 質(zhì)心至前后軸的距離 空載時 至前軸 984mm 至后軸 1566mm 滿載時 至前軸 1183mm 至后軸 1367mm 質(zhì)心高度 空載時 550mm 滿載時

63、 586mm 軸距 2550mm 輪胎半徑 295mm 前后輪胎規(guī)格 205/55/R16 制動力分配系數(shù) 0.7 4.2前輪滑動鉗盤式結構的確定 4.21盤式制動器主要參數(shù)的確定 1 制動盤直徑D 輪輞直徑為1625.4=406.4mm 取406mm 制動盤直徑為70%～79%輪輞直徑 即：284.5mm～321.1mm。根據(jù)輪輞提供給制動器的可利用空間，并本著制動盤直徑盡可能大的原

64、則及運動時不發(fā)生干涉。初選制動盤的直徑d＝302mm。 2 制動盤厚度h 制動盤的厚度直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫度。為使質(zhì)量不致太大，制動盤厚度應取的適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以制成實心的，而為了通風散熱，又可在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為10mm~20mm;具有通風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20 mm~50mm，但多采用20 mm~30mm。本次設計選擇通風式制動盤h=20㎜ 3 摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)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

65、與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終導致制動力矩變化大。 根據(jù)制動盤直徑可確定外徑 考慮到，可選取 4 摩擦襯塊工作面積 推薦根據(jù)摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg/c㎡~305kg/c㎡范圍內(nèi)選取。 滿載時，前軸載荷為963kg，故，，取=80。 后軸載荷為833kg，故，，取=70。 4.22制動器的計算 1 制動器制動力矩計算： 圖10.13 盤式制動器制動力矩的計算 盤式制動器制動力矩的計算簡圖如圖10.13所示，假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，并且各處單位壓力分布均勻，則一個制動襯塊施加給制動盤的制動力矩為 （4－1） 盤式制動器的制動力矩可以定義為 （4－2） 式中，f為摩擦因數(shù)，正常制動時，摩擦副的溫度在200C左右，摩擦副的摩擦因數(shù)約為0.3~0.4，取f =0.