資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 商務汽車盤式制動器設計 盤式制動器設計 2018年07月 摘 要 制動器是制動系統(tǒng)的重要組成部分，本論文主要介紹了商務車的制動器設計。從盤式和鼓式制動器的結構與性能對比入手，考慮到盤式制動器制動效能更好，且尺寸和質量都相對較小，散熱性能好，且所設計商務車的發(fā)動機轉矩和功率較大，車速較高，整體性能較好，屬于中高檔車，故本設計前后輪均選用了浮盤式制動器。 基本結構選定后本論文對制動器展開了以下設計。第一制動系的參數：包括制動力分配系數、同步附著系數、制動強度、附著系數利用率以及最大制動力矩等參數的選擇計算；第二制動器及其零部件：制動盤、制動鉗體、摩擦襯塊等制動器零部件的尺寸計算與材料選擇；第三駐車制動：本設計選用了后輪駐車制動，在后輪盤式制動器上加裝了駐車制動的機械結構；第四制動驅動機構：制動輪缸、制動主缸、以及踏板行程的設計計算。 上述完畢后對所設計的制動器進行了制動減速度與制動距離的驗算，對制動效能的穩(wěn)定性以及制動時的方向穩(wěn)定性進行了分析，并用MATLAB繪圖功能繪制出了前后軸制動力分配曲線，上述均符合設計要求，驗證了該制動器設計的合理性。最后，根據設計與計算用CAD繪制出了該商務車制動器的裝配圖和制動鉗體、制動盤、活塞、摩擦襯塊等零件圖，并對其進行了三維建模。 除此之外，本論文簡單介紹了制動驅動機構的結構型式選擇，制動主缸，制動管路的多回路系統(tǒng)的選擇以及制動器的研究現狀及發(fā)展前景。 關鍵詞： 盤式制動器 CAD MATLAB 設計 建模 Abstract Brake is an important part of brake system, this paper mainly introduces the design of commercial vehicle brake. From the comparison of drum brake and disc brake about the structure and performance, because the disc-brake braking performance is better, and size and quality are relatively small, thermal performance is good, and the commercial vehicle designed torque and power is larger, high speed, good performance, belongs to high-grade car, so this design sense are chosen floating disc brakes. This paper start the following steps after selecting the basic structure. First, the parameters of braking power distribution coefficient include: adhesion coefficient, synchronous adhesion coefficient, strength, and brake, and maximum braking torque parameters calculation, etc. The second brake and its components: the brake disc and calliper, friction lining block size of components etc brake calculation and material selection, The third in the design in the rear brake selection in the rear brake disc, install the parking brake on the mechanical structure, Fourth: brake wheel drive mechanism brake cylinder, the brake pedal stroke the cylinder, and the design calculation. After the design of brake ,this paper start the checking of braking deceleration and braking distance, analyzed the stability of braking efficiency and braking direction, and drawn out with MATLAB braking force distribution curve, above all comply with the design requirements, and verifies the rationality of the design of the brakes. Finally, according to the design and calculation using CAD drawing brake assembly and brake caliper disc brake, piston, liner, friction parts ,at the same time ,the paper also carried a three-dimensional modeling. In addition, this paper briefly introduces the drive mechanism brake type selection, brake main cylinder pipe, braking system, the selection of multi-loop research status of brake and development prospects. Key words: brake disc CAD MATLAB design modeling 目 錄 摘要 I 1 緒論 1 1.1制動系統(tǒng)的基本概念 1 1.2制動系統(tǒng)研究現狀 2 1.3課題主要內容 3 1.4課題研究方案 4 2 制動器的結構形式選擇 5 2.1鼓式制動器結構形式簡介 5 2.2盤式制動器結構形式簡介 7 2.3盤式制動器的優(yōu)缺點 8 2.2該商務車制動器結構的最終選擇 8 3 制動系的主要參數及選擇 10 3.1制動力與制動力分配系數 11 3.2同步附著系數 15 3.3制動強度和附著系數利用率 17 3.4制動器最大制動力矩 18 3.5 制動器因數 19 3.6盤式制動器主要參數的確定 20 4 制動器的設計計算 21 4.1摩擦襯塊的磨損特性計算 21 4.1.1比能量耗散率 21 4.1.2比滑磨功 22 4.2制動器熱容量和溫升核算 23 4.3盤式制動器制動力矩的計算 24 4.4駐車制動計算 25 5 制動器主要零部件的結構設計與計算 27 5.1制動盤 27 5.2制動鉗 28 5.3制動塊 28 5.4摩擦材料 28 5.5制動輪缸 29 5.6制動間隙的調整方法及相應機構 29 6 制動驅動機構的結構形式選擇與計算 31 6.1制動驅動機構的結構型式選擇 31 6.2制動管路的多回路系統(tǒng) 36 6.3液壓制動驅動機構的設計計算 38 6.3.1制動輪缸直徑與工作容積 38 6.3.2制動主缸直徑與工作容積 39 6.3.3制動踏板力與踏板行程 40 6.3.4制動主缸 40 7 制動性能分析 42 7.1制動性能評價指標 42 7.1.1制動效能 42 7.1.2制動效能的恒定性 43 7.1.3制動時汽車的方向穩(wěn)定性 43 7.2制動器制動力分配曲線分析 44 結 論 45 致 謝 46 參考文獻 47 附錄C MATELAB編制制動力分配曲線 63 52 1緒論 1.1 制動系統(tǒng)的基本概念： 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，以及使已停駛的汽車保持不動，這些作用統(tǒng)稱為制動；汽車上裝設的一系列專門裝置，以便駕駛員能根據道路和交通等情況，借以使外界（主要是路面）在汽車某些部分（主要是車輪）施加一定的力，對汽車進行一定程度的制動，這種可控制的對汽車進行制動的外力稱為制動力；這樣的一系列專門裝置即稱為制動系。 這種用以使行駛中的汽車減速甚至停車的制動系稱為行車制動系；用以使已停駛的汽車駐留原地不動的裝置，稱為駐車制動系。這兩個制動系是每輛汽車必須具備的。 圖1.1 汽車制動系組成 1-制動助力器； 2-制動燈開關； 3-駐車制動與行車制動警示燈； 4-駐車制動接觸裝置； 5-后輪制動器； 6-制動燈； 7-駐車制動踏板； 8-制動踏板； 9制動主缸；10-制動鉗；11-發(fā)動機進氣管； 12-低壓管； 13-制動盤 　　任何制動系都具有以下四個基本組成部分（如圖1.1所示）： 　　供能裝置：包括供給、調節(jié)制動所需能量以及改善傳能介質狀態(tài)的各種部件。 　　控制裝置：包括產生制動動作和控制制動效果的各種部件。 　　傳動裝置：包括將制動能量傳輸到制動器的各個部件 　　制動器：產生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中包括輔助制動系中的緩速裝置。 　　按制動能源來分類，行車制動系可分為，以駕駛員的肌體作為唯一制動能源的制動系稱為人力制動系；完全靠由發(fā)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則是動力制動系，其制動源可以是發(fā)動機驅動的空氣壓縮機或油泵；兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系稱為伺服制動系。 駐車制動系可以是人力式或動力式。專門用于掛車的還有慣性制動系和重力制動系。按照制動能量的傳輸方式，制動系可分為機械式、液壓式、氣壓式和電磁式等。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。 制動系統(tǒng)是評價汽車安全性的一個重要因素，也是汽車的重要組成部分之一。當今汽車行業(yè)已經非常發(fā)達，人類對汽車的性能要求也越來越高。一款安全、輕便、環(huán)保、經濟的制動系統(tǒng)可以大大提高汽車的性能。這也是汽車設計人員不斷追求的目標。 1.2 制動系統(tǒng)研究現狀： 目前，車輛主要還是采用盤式和鼓式制動器的組合形式。雖然盤式制動器的使用經濟性現在有所提高，但是與鼓式制動器比起來還是貴得多。當然，氣壓盤式制動器的性能更優(yōu)越，內襯的使用壽命更長，維修間隔和保養(yǎng)技術也進一步提升。 　　摩擦材料現在更大程度的向有機材料類型轉變，這對盤式制動器的發(fā)展來說是一個契機，可以使得氣壓盤式制動器在更高的溫度下運行，而鼓式制動器材料是不能承受這樣的溫度的。鼓式制動器的發(fā)展已經達到了最高限度。 　　因此，汽車制動器未來的發(fā)展重點是浮鉗式盤式制動器。尤其在前輪安裝的通風盤式制動器又是發(fā)展重點。另外，作為需要在增大制動力的一種制動產品，雙盤式制動器在商用車應用的氣壓式雙盤式制動器將是未來發(fā)展的方向。在后輪盤式制動器中，帶駐車制動器功能的盤中鼓式制動器將是未來發(fā)展的一種趨勢。隨著BBW技術的發(fā)展，盤式電動制動器是未來發(fā)展的重點方向。 在材料選擇方面：80年代之前，國內外都主要采用有石棉樹脂型摩擦材料用于汽車制動，但因石棉摩擦產生有毒粉塵吸入人體后對肺產生影響，以及產生環(huán)境污染，同時在高速、高溫下，石棉材料的強度、摩擦系數、耐磨性能等均下降，因此，汽車制動系無石棉化已是一種必然的發(fā)展趨勢。國外從70年代就開始禁止采用石棉用做制動材料，我國在1999年修改的GB12676-1999法規(guī)也明確規(guī)定“2003年10月1日之后，制動襯片應不含石棉”。目前國際上第三代摩擦材料誕生——無石棉有機物NAO片。主要使用玻璃纖維、芳香族聚酰纖維或其它纖維（碳、陶瓷等）作為加固材料。其主要優(yōu)點是：無論在低溫或高溫都保持良好的制動效果，減少磨損，降低噪音，延長剎車盤的使用壽命，代表目前摩擦材料的發(fā)展方向。 目前國內多以半金屬纖維增強復合摩擦材料應用最為普遍。但一些企業(yè)和地方根據本身的特點，也在研究新型摩擦材料，比如由河北工業(yè)大學所承擔的科研項目“替代石棉制品汽車制動摩擦片的研制”中，采用當地的海泡石纖維來研制摩擦材料取得初步成功；西安交大與廣東省東方劍麻集團有限公司聯合研制采用劍麻作為增強纖維也初步取得成功，據報道該制動器的摩擦系數、磨損率、硬度、沖擊韌性等各項性能均達到國家標準、具有摩擦系數平穩(wěn)、熱恢復性能好、剎車噪音小、使用壽命長、低成本等優(yōu)點。另外，國內還有人研究采用水鎂石做摩擦材料。不同的纖維有不同的優(yōu)缺點，因此研制一種比較符合各種要求的摩擦材料也就成為人們的追求。但不管如何，未來汽車制動摩擦材料必須是環(huán)保化、安全化、輕量化以及低成本的原則。 另外，現代汽車制動控制技術正朝著電子制動控制方向發(fā)展。全電制動控制因其巨大的優(yōu)越性，將取代傳統(tǒng)的以液壓為主的傳統(tǒng)制動控制系統(tǒng)。同時，隨著其他汽車電子技術特別是超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，電子元件的成本及尺寸不斷下降。汽車電子制動控制系統(tǒng)將與其他汽車電子系統(tǒng)如汽車電子懸架系統(tǒng)、汽車主動式方向擺動穩(wěn)定系統(tǒng)、電子導航系統(tǒng)、無人駕駛系統(tǒng)等融合在一起成為綜合的汽車電子控制系統(tǒng)，未來的汽車中就不存在孤立的制動控制系統(tǒng)，各種控制單元集中在一個ECU中，并將逐漸代替常規(guī)的控制系統(tǒng)，實現車輛控制的智能化。但是，汽車制動控制技術的發(fā)展受整個汽車工業(yè)發(fā)展的制約。有一個巨大的汽車現有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統(tǒng)中來。同時需要各種國際及國內的相關法規(guī)的健全，這樣裝備新的制動技術的汽車就會真正應用到汽車的批量生產中。 1.3 課題主要內容： 題目簡介：后輪驅動；總長4300mm；總寬1790mm；軸距2576mm；前輪距1460mm；后輪距1473mm；整備質量1598kg；發(fā)動機排量2.5L，最大功率85kw/5500r/min，最大轉矩158 N·m /4000r/min，壓縮比8.7:1；五檔手動變速器，推薦傳動比：=3.6，=2.123，=1.458，=1.070，=0.857，=3.5；推薦主減速比：4.111；最高車速：200km/h。 根據所給商務車的技術參數及性能參數，并綜合考慮制動器的設計要求，如下： 1）具有足夠的制動效能。 2）工作可靠。 3）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。 4）防止水和污泥進入制動器工作表面。 5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。 6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。 7）制動時，制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有還的石棉纖維等物質，以減少公害。 8）作用滯后性應盡可能好。 9）摩擦襯片應有足夠的使用壽命。 10）摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構。 11）當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并是使基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。 結合以上參數及要求，適當考慮經濟因素，設計一款合適的汽車制動器并通過繪圖軟件將該制動器布置圖繪出。 1.4 課題研究方案： 1）制動器的結構方案分析及選擇。分析該商務車制動器的設計要求，通過比較、計算以及查閱相關資料，選出適合的結構方案。 2）制動系的主要參數及其選擇。選擇制動力、制動力分配系數、制動強度、最大制動力矩等。 3）制動器的設計和計算。根據所選方案與參數，分析計算制動器的制動因數、摩擦襯塊的磨損特性，核算制動器熱容量和溫升等 4）制動器主要零部件的結構設計與計算 5）制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算 6）綜合上述設計與計算，用繪圖軟件繪制該制動器的零部件圖及總布置圖 2 制動器的結構形式選擇 2.1鼓式制動器結構形式簡介 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。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內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圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。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，但現代汽車已很少采用。所以內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張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： 圖 2.1 鼓式制動器簡圖 （a）領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 （1）領從蹄式制動器 如圖2.1（a）(b)所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，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(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2.1(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 如圖2.1（d）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。 （4）單向增力式制動器 如圖2.1（e）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 如圖2.1（f）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生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 2.2 盤式制動器結構形式簡介 盤式制動器按摩擦副中定位原件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，制動盤與車輪相聯并在制動鉗體開口槽中旋轉。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：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。故有滑動和擺動之分，其中滑動應用的較多。它們的制動油缸均為單側的，且與油缸同側的制動塊總成是活動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。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。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6°左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻(一般約為l mm)后即應更換。這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，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。 （2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉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。 2.3 盤式制動器的優(yōu)缺點 盤式制動器比鼓式制動器的優(yōu)點： （1） 熱穩(wěn)定好，原因是一般無自行増力作用，襯塊摩擦表現壓力分布較鼓式中的襯片更為均勻，此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄的中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退，制動盤的軸向膨脹極小，徑向膨脹根本與性能無關，故無機械衰退問題，因此，前輪采用盤式制動器。汽車制動時不易跑偏。 （2） 水穩(wěn)定性好，制動塊對盤的單位壓力高，易于將水擠出，因而浸水后效能降低不多，又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經一，二次制動即能恢復正常。鼓式制動器則需經十余次制動方能恢復。 （3） 制動力矩與汽車運動方向無關。 （4） 易于構成雙回路制動系，使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性。 （5） 尺寸小，質量小，散熱良好。 （6） 壓力在制動襯塊上的分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻。 （7） 更換襯塊簡單容易。 （8） 襯塊與制動盤之間的間隙?。?.05-0.15mm），從而縮短了制動協調時間。 （9） 易于實現間隙自動調整。 （10） 能方便地實現制動器磨損報警，以便及時更換摩擦襯塊。 盤式制動器的主要缺點： （1） 難以完全防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外）。 （2） 兼作駐車制動器時，所需附加的手驅動機構比較復雜。 （3） 在制動驅動機構中必須裝有助力器。 （4） 因為襯塊工作表面小，所以磨損快，使用壽命低，需用高材質的襯塊。 2.4該商務車制動器結構的最終選擇 汽車制動簡單來講，就是利用摩擦將動能轉換成熱能，使汽車失去動能而停止下來。因此，散熱對制動系統(tǒng)是十分重要的。如果制動系統(tǒng)經常處于高溫狀態(tài)，就會阻礙能量的轉換過程，造成制動性能下降。越是跑得快的汽車，制動起來所產生的熱量越大，對制動性能的影響也越大。解決好散熱問題，對提高汽車的制動性能也就起了事倍功半的作用。所以，現代轎車的車輪除了使用鋁合金車圈來降低運行溫度外，還傾向于采用散熱性能較好的盤式制動器。 當然，盤式制動器也有自己的缺陷。例如對制動器和制動管路的制造要求較高，摩擦片的耗損量較大，成本貴，而且由于摩擦片的面積小，相對摩擦的工作面也較小，需要的制動液壓高，必須要有助力裝置的車輛才能使用。而鼓式制動器成本相對低廉，比較經濟。四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%－80%，因此前輪制動力要比后輪大。轎車生產廠家為了節(jié)省成本，就采用前輪盤式制動，后輪鼓式制動的方式。但隨著轎車車速的不斷提高，近年來采用盤式制動器的轎車日益增多，尤其是中高級轎車，一般都采用了盤式制動器。 縱觀現代商務車市場，隨著人類對汽車安全性能重視的加劇，為了保持制動力系數的穩(wěn)定性以及考慮到盤式制動器的優(yōu)點，在商務車領域盤式制動器已基本取代鼓式制動器，特別是浮動鉗盤式。根據制動盤的不同，盤式制動器還可分為普通盤式和通風盤式。普通盤式我們比較容易理解，就是實心的。通風盤式就是空心的，顧名思義具有通風功效，指的是汽車在行使當中產生的離心力能使空氣對流，達到散熱的目的，這是由盤式碟片的特殊構造決定的。從外表看，它在圓周上有許多通向圓心的洞空，這些洞空是經一種特殊工藝（slotteded drilled）制造而成，因此比普通盤式散熱效果要好許多。由于制造工藝與成本的關系，一般中高級轎車中普遍采用前通風盤、后普通盤的制動片。如Passat,Vento Golf2.0,Corrado等車，部分高級轎車采用前后通風盤。值得一提的是，在前輪使用通風盤正在逐步取代使用實心盤。ABS把大部分的制動力分配到前輪，防止甩尾，對前剎的散熱要求很高，所以一般前輪都會采用通風盤。 綜上所述，本次商務車設計，前后輪均采用浮動鉗盤式制動器。其中前輪制動盤選擇通風盤，后輪選擇普通盤，并且在后輪上設置駐車制動傳動裝置。 第三章：制動器主要參數及其選擇 盤式制動器設計的一般流程為：根據設計要求，所給數據，依據國家標準確定出整車總布置參數。在有關的整車總布置參數及制動器結構型式確定之后，根據已給參數并參考已有的同等級汽車的同類型制動器，初選制動器的主要參數，并據以進行制動器結構的初步設計；然后進行制動力矩和磨損性能的驗算，并與所要求的數據比較，直到達到設計要求。 之后再根據各項演算和比較的結果，對初選的參數進行必要的修改，直到基本性能參數能滿足使用要求為止；最后進行詳細的結構設計和分析。 在這里先給出該商務車的整車參數： 1.尺寸參數： 長度：4300mm； 寬度：1790mm； 高度：1582mm 軸距：2576mm ； 前輪距：1460mm ； 后輪距：1473 質心高度：空載 690mm ； 滿載 710m 質心到前軸的距離：空載1240 ； 滿載1396 質心到后軸的距離：空載1336 ； 滿載1280 2.質量參數： 整車整備質量：1598kg ； 總質量：2145kg ； 前軸載荷：空載828kg 滿載1015kg 后軸載荷：空載770kg 滿載1130kg 3.性能參數 發(fā)動機排量：2.5L； 最大功率：85kw/5500r/min 最大轉矩：158 N?m /4000r/min 壓縮比：8.7:1； 五檔手動變速器：=3.6，=2.123，=1.458，=1.070，=0.857，=3. 推薦主減速比：4.111； 最高車速：200km/h。 輪胎有效半徑：365mm 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，則任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為 (3.1) 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，N·m ； ——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N ； ——車輪有效半徑，m 。 假設當時速，至汽車停止時速度。剎車距離。由， 得 ` 由前后輪分配可知：(假設) 前輪的其中一個輪 后輪的其中一個輪 因此，由公式（3.1）求得 ； 令 (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，又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小也相等。取決于制動器的結構型式、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。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 ≤ (3.3) (3.4) 式中：——輪胎與地面間的附著系數； ——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 圖 3.1 制動力與踏板力的關系 圖3.2 制動時的汽車受力圖 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的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（圖3.1）。 根據汽車制動時的整車受力分析（圖3.2），并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 (3.5) 式中：G——汽車所受重力； L——汽車軸距； ——汽車質心離前軸距離； ——汽車質心離后軸距離； ——汽車質心高度； g——重力加速度； ——汽車制動減速度。 算得 汽車總的地面制動力為 (3.6) 式中：（）——制動強度，亦稱比減速度或比制動力； ——前后軸車輪的地面制動力。 由式（3.5）、式（3.6）求得前、后軸車輪附著力 （3-7） 在此取附著系數，因此求得10151N 4564N 上式表明：汽車在附著系數為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是制動強度或總制動力的函數。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 (1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； (3)前、后輪同時抱死拖滑。 第（3）種情況的附著條件利用得最好。由式(3.6)、式(3.7)得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： (3.8) 式中：——前軸車輪的制動器制動力，； ——后軸車輪的制動器制動力，； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力； ，——地面對前、后軸車輪的法向反力； G——汽車重力； ，——汽車質心離前、后軸距離； ——汽車質心高度。 由式(3.8)知前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數。式(3.8)中消去，得 (3.9) 式中：L——汽車的軸距。 圖 3.3 某汽車的I曲線和曲線 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪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，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。目前大多數兩軸汽車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力之比表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數： （3.10） 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，故通稱為制動力分配系數。 在本設計的商務車中： 由式（3.8）； ; 3.2同步附著系數 由式(3.10)可表達為 (3.11) 上式在圖 3.3中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，是汽車實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點， B點處的附著系數=,則稱為同步附著系數。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：。 求得 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，可能有以下情況： (1)當<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。 (2)當>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)當，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。 為了防止汽車的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du/dtg，即，q為制動強度。而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時的制動強度q<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況用附著系數利用率(附著力利用率)表示： (3.12) 算得 式中：——汽車總的地面制動力； G——汽車所受重力； ——制動強度。 當=時，=，=1,利用率最高。 直至20世紀50年代，當時道路條件還不很好，汽車行駛速度也不很高，后輪抱死側滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉向能力那樣嚴重，因此往往將值定得較低，即處于常遇附著系數范圍的中間偏低區(qū)段。但當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會調頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢。 如何選擇同步附著系數 ，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下，的數值就決定了前后制動力的分配比。 的選擇與很多因數有關。首先，所選的應使得在常用路面上，附著系數利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關，與汽車的載荷情況也有關?？傊倪x擇是一個綜合性的問題，上述各因數對的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據具體條件的不同，而有不同的側重點。 根據設計經驗，空滿載的同步附著系數和應在下列范圍內：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。 現代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動力調節(jié)裝置，可根據制動強度、載荷等因素來改變前、后制動器制動力的比值，使之接近于理想制動力分配曲線。 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數利用率，聯合國歐洲經濟委員會(ECE)的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車在 0.15≤q≤0.8，其他汽車在0.15≤q≤0.3 的范圍內，前輪均應 能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在 0.2≤≤0.8 的范圍內，必須滿足 q≥0.1+0.85(-0.2)。由式（13）可知q=0.77，滿足。 3.3制動強度和附著系數利用率 上面已給出了制動強度q和附著系數利用率的定義式。下面再討論一下當=、<和>時的q和。根據所定的同步附著系數，由式（3.10）及式（3.11）得 （3.13）進而求得 （3.14） （3.15） 當=時：，，故=14715，q=；=1。 當<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。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.12）和式（3.14）得 （3.16） （3.17） （3.18） 當>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。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）得 （3.19） （3.20） （3.21） 本設計中汽車的值恒定，其值小于可能遇到的最大附著系數，使其在常遇附著系數范圍內不致過低。在>的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 3.4制動器最大制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前，后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(3.8)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 =2.224 式中：,——汽車質心離前、后軸距離; ——同步附著系數； ——汽車質心高度。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 ； 式中：——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； ——車輪有效半徑。 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力力矩為： 3705N 1665N 對于選取較大的同步附著系數值的汽車，從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 (3.22) (3.23) 本設計選取了較小的同步附著系數值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力力矩為 （3.24） （3.25） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數； ——制動強度，由式(4-20)確定； ——車輪有效半徑。 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。 3.5 制動器因數 式(3.1)給出了制動器因數BF的表達式，它表示制動器的效能，又稱為制動器效能因數。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評價不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 (3.26) 式中：——制動器的摩擦力矩； R——制動鼓或制動盤的作用半徑； P——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。對于鉗盤式制動器，兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2P（為盤與制動襯塊間的摩擦系數），于是鉗盤式制動器的制動器因數為 (3.27) 式中：f為摩擦系數，本設計中取f=0.4；則BF=0.8 3.6盤式制動器主要參數的確定 （1）制動盤直徑D 制動盤直徑D應盡可能取大些，這是制動盤的有效半徑得到增大，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70％～79％，而總質量大于總質量大于2t的汽車應取上限。 在本設計中： 取D=320mm （2）制動盤厚度h 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20mm-50mm,但多采用20mm-30mm。 在本設計中：前制動器采用通風盤，取厚度h=25mm；后制動盤采用實心盤，取厚度h=12mm （3）摩擦襯塊內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值不大于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，接觸面積減小，最終將導致制動力矩變化大。在本設計中：取=110mm, =154mm （4）摩擦襯快工作面積A 一般摩擦襯快單位面積占有汽車質量在1.6kg/-3.5kg/范圍內選取，考慮到現今摩擦材料的不斷升級，此范圍可適當擴大些。本次設計使用半金屬摩擦材料，其摩擦系數優(yōu)于石棉材料。故取前輪制動器的摩擦襯塊工作面積75 ；后輪制動器的摩擦襯塊工作為70 。 表 3.1 一些國產汽車前盤式的制動器的主要參數 車牌 車型 制動盤外徑/mm 工作半徑/mm 制動盤厚度/mm 摩擦襯塊厚度/mm 摩擦面積/cm 云雀 GHK7060 212 86 10 9 65.4 奧拓 SC7080 215 91 10 15.5 60 桑塔納 2000 256 106 20 14 76 奧迪 100 256 104 22 14 96 4.制動器的設計計算 4.1摩擦襯塊的磨損特性計算 摩擦襯片(襯塊)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(tài)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?yōu)闊崃慷纳⒌倪^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(襯塊)的磨損愈嚴重。 4.1.1比能量耗散率 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。 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 （4.1） 式中：——汽車回轉質量換算系數； ——汽車總質量； ，——汽車制動初速度與終速度，；計算時總商務車取=； ——制動減速度，m／s2，計算時取j=0．6g； ——制動時間，； ——前、后制動器襯片(襯塊)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 ； （4.2） 把個參數值代入上式得 比能量耗散率過高會引起襯片（襯塊）的急劇磨損，還可能引起制動鼓或制動盤產生龜裂。推薦：取減速度j=0.6g，制動初速度：轎車用100km/h、總質量小于3.5t的貨車為80km/h、總質量在3.5t以上的貨車用65km/m，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8W/為宜。取同樣的和j時，轎車的盤式制動器的比能量耗散率以不大于6.0為宜。式中t為100Km/h時的制動時間，其值為4.728s。為前后制動器摩擦襯片面積。，求得，，符合要求。 4.1.2 比滑磨功 磨損和熱的性能指標也可用襯塊在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯塊面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量： （4.3） 式中：——汽車總質量，kg； ——汽車最高制動車速，m/s ——車輪制動器各襯塊的總摩擦面積， ——許用比滑磨功，對轎車取 可求得：，滿足要求。 4.2 制動器的熱容量和溫升核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （4.4） 式中：——各制動盤的總質量，為已知4Kg ——與各制動盤相連的金屬（如輪轂、輪輻、制動鉗體等）總質量，為5kg ——制動盤材料的比容熱，對鑄鐵C=482J/(kgK)；對于鋁合金C=880 J/(kgK) ——與制動盤相連的受熱金屬件的比容熱； ——制動盤的溫升（一次由到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15 ）； ——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后制動力的分配比率分配給前后、制動器，即 （4.5） （4.6） 求得： 所以： 式中 ——汽車滿載總質量，為2145Kg ——汽車制動時的初速度 ——汽車制動器制動力分配系數，為0.69 核算： 故，滿足以下條件： 4.3盤式制動器制動力矩的計算 圖 4.1盤式制動器的計算用圖 盤式制動器的計算用簡圖如圖 4.1所示，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 （4.7） 式中：——摩擦系數，取值0.4； N——單側制動塊對制動盤的壓緊力 R——作用半徑，