日產(chǎn)軒逸 1.6L 轎車制動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)（含CATIA三維圖）

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科畢業(yè)論文(設(shè)計(jì)） 日產(chǎn)軒逸1.6L轎車制動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì) 摘 要 轎車制動系統(tǒng)直接影響轎車行駛的安全性和停車的可靠性，是轎車十分重要的組成部分。只有制動性能優(yōu)良，制動系統(tǒng)工作可靠，才能充分發(fā)揮轎車的其它性能，而轎車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算是保證和提高轎車制動性能的一個重要步驟。本文圍繞轎車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算，對轎車制動性能進(jìn)行分析研究。首先，對轎車制動系統(tǒng)進(jìn)行系統(tǒng)全面的整理和歸納，詳細(xì)說明了轎車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)組成和各組成部分的基本工作原理，論述了轎車制動系統(tǒng)的功能和轎車制動性能評價(jià)方法；然后，應(yīng)用汽車?yán)碚摻⑥I車制動系統(tǒng)制動受力數(shù)學(xué)模型，對轎車制動過程，理想制動力分配曲線，前、后軸制動力利用附著系數(shù)，制動器制動力矩以及斜坡駐車制動效能等制動性能進(jìn)行深入理論分析和計(jì)算公式的推導(dǎo)；最后，針對某一具體轎車制動系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，對計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析論證，進(jìn)而通過調(diào)整轎車制動器型式和結(jié)構(gòu)參數(shù)使轎車制動力分配，制動時減速度及斜坡駐車效能等制動性能能夠符合我國法規(guī)規(guī)定要求，之后進(jìn)行三維建模、二維畫圖并優(yōu)化分析。 關(guān)鍵詞：制動系統(tǒng)；盤式制動器；參數(shù)設(shè)計(jì)；優(yōu)化設(shè)計(jì) Nissan Sylphy 1.6L car braking system optimization design Abstract Car braking system which is a very important component of the car has a direct impact on car traffic safety and the parking reliability. Only braking performance is good and braking system is reliable, other properties of car can give full play 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 country’s 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 country’s laws and regulations. Tnen three-dimensional modeling,two-dimensional drawing and optimization analysis. Key Words：Braking systems;Disc brakes; Parameter design; Optimal design 目 錄 摘 要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1 引言 1 1.2 國內(nèi)外汽車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)研究概況 2 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 2 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 3 1.3 論文目標(biāo)及主要工作內(nèi)容 4 第二章 轎車制動系統(tǒng)組成及結(jié)構(gòu)分析 5 2.1 制動系統(tǒng)的作用 5 2.2 制動系統(tǒng)的種類 5 2.3 制動器的選取 6 2.4 本章小結(jié) 9 第三章 制動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 10 3.1 制動器的設(shè)計(jì)要求 10 3.2 設(shè)計(jì)基礎(chǔ)參數(shù) 10 3.3 制動系的主要參數(shù)及其選擇 11 3.3.1 制動力與制動力分配系數(shù) 11 3.3.2 制動力矩的計(jì)算 15 3.3.3 同步附著系數(shù) 16 3.3.4 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 18 3.3.5 汽車的駐車能力計(jì)算 19 3.4 盤式制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)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(nèi)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(shù) 23 3.4.6 制動襯塊的設(shè)計(jì)計(jì)算 23 3.4.7 摩擦襯塊磨損特性的計(jì)算 24 3.5 盤式制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu) 25 3.6 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 26 3.6.1 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)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(jì)算 28 3.6.4 制動踏板力與踏板行程 29 3.7 本章小結(jié) 29 第四章 制動器優(yōu)化設(shè)計(jì)與分析 30 4.1 數(shù)學(xué)模型的建立 30 4.2 設(shè)計(jì)變量 30 4.3 目標(biāo)函數(shù) 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(shù)學(xué)模型 33 4.6 優(yōu)化結(jié)果及其分析 33 4.6.1 優(yōu)化程序 33 4.6.2 優(yōu)化結(jié)果 34 4.6.3 優(yōu)化前后結(jié)果對比分析 35 4.7 制動鉗有限元分析 35 4.8 本章小結(jié) 36 結(jié) 論 37 經(jīng)濟(jì)性分析 38 致 謝 39 參考文獻(xiàn) 40 Equation Chapter (Next) Section 1 - IV - 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科畢業(yè)論文(設(shè)計(jì)） 第一章 緒論 1.1 引言 汽車工業(yè)的發(fā)展已有一百多年的歷史。隨著汽車工業(yè)迅速發(fā)展和人們消費(fèi)水平日益提高，汽車成為當(dāng)今世界上最重要的交通運(yùn)輸工具和人類社會活動中難以或缺的重要工具。經(jīng)過幾十年的改革開放，我國經(jīng)濟(jì)發(fā)展和人民生活水平得到不斷提高，汽車工業(yè)發(fā)展迅速，我國轎車需求量也保持快速增長。根據(jù)國家統(tǒng)計(jì)局的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)如下表1-1可以清晰看到我國的汽車產(chǎn)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(chǎn)量和保有量增加，轎車也迅速地改變著現(xiàn)代世界的面貌，加快著社會快節(jié)奏地運(yùn)轉(zhuǎn)。 表1-1 近年來我國轎車產(chǎn)量情況 年份 汽車產(chǎn)量(萬輛) 轎車產(chǎn)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(huán)境污染與交通事故等一些危害。隨著轎車產(chǎn)量和保有量的增長，轎車速度不斷提高，道路交通壓力加大，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(shù)估計(jì)超過50萬人，傷1000萬人，而我國則是世界上交通事故最嚴(yán)重的國家。我國道路交通事故起數(shù)及死亡人數(shù)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(xù)。嚴(yán)峻的現(xiàn)實(shí)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(jīng)濟(jì)性、舒適性、通過性、操縱穩(wěn)定性等性能的同時，更強(qiáng)調(diào)轎車的安全性。 轎車安全性能越來越為人所關(guān)注。轎車安全性能的研究已經(jīng)成為車輛研究的重點(diǎn)。車輛的制動性能是衡量汽車安全性的一個重要標(biāo)準(zhǔn)。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(guān)，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(jìn)行緊急制動，車輪抱死而發(fā)生側(cè)滑或跑偏，使轎車失去操縱性和穩(wěn)定性引起的。 轎車的制動性能直接關(guān)系到人們的生命財(cái)產(chǎn)安全。從轎車誕生時起，制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。第二次世界大戰(zhàn)以后，由于轎車技術(shù)的迅速發(fā)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(fā)展，其最大質(zhì)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(fā)生，引起了公眾對道路交通安全的密切關(guān)注。這些因素對制動系統(tǒng)提出了更加苛刻的要求促使它做出相應(yīng)改進(jìn)。隨著電子技術(shù)的發(fā)展，電子控制制動防抱死系統(tǒng)ABS和電子穩(wěn)定程序ESP的應(yīng)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(wěn)定性并縮短制動距離。 1.2 國內(nèi)外汽車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)研究概況 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 國外汽車設(shè)計(jì)和性能研究從70年代起已進(jìn)入自動化階段，運(yùn)用現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，如計(jì)算機(jī)數(shù)字仿真、優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等取代傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法。CAD是現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)采用的重要手段之一，主要應(yīng)用于汽車的總布置設(shè)計(jì)，車身設(shè)計(jì)，造型設(shè)計(jì)，零部件優(yōu)化設(shè)計(jì)及汽車整車和零部件的動態(tài)性能分析。應(yīng)用CAD技術(shù)開發(fā)汽車新產(chǎn)品可以減少樣機(jī)的制造和實(shí)測時間，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，優(yōu)化汽車性能參數(shù)，提高產(chǎn)品質(zhì)量和可靠性，降低開發(fā)成本，增強(qiáng)產(chǎn)品市場競爭力。實(shí)踐表明：發(fā)達(dá)國家汽車公司開發(fā)汽車新產(chǎn)品的周期短、成本低、品質(zhì)優(yōu)，主要與他們重視利用計(jì)算機(jī)技術(shù)有關(guān)。在七十年代初，美國密西根大學(xué)的學(xué)者們就將計(jì)算機(jī)模擬技術(shù)應(yīng)用到汽車制動動態(tài)過程研究中，運(yùn)用較為簡練的汽車動力學(xué)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(jì)算機(jī)模擬程序[2]。其中制動性能計(jì)算程序以制動效能作為評價(jià)指標(biāo)，可對汽車制動性能進(jìn)行預(yù)測并提供所需的其它各項(xiàng)計(jì)算功能。1994年日本五十鈴公司開發(fā)了小型車制動系專家設(shè)計(jì)系統(tǒng)，主要用于汽車制動性能的推理設(shè)計(jì)，使得設(shè)計(jì)的車輛具有良好的制動性能，在省時、省力的基礎(chǔ)上得到最佳設(shè)計(jì)方案[3]。 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)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(yán)格。汽車的一些標(biāo)準(zhǔn)與法規(guī)也逐漸與國際接軌，我國的制動法規(guī)GB12676-1999(車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、性能和試驗(yàn)方法)基本引用了ECER13(歐洲經(jīng)濟(jì)委員會汽車制動法規(guī))的有關(guān)條款。近十幾年國內(nèi)學(xué)者在汽車制動系統(tǒng)CAD研究方面做了很多工作。1998年，北京理工大學(xué)張濱剛以BJ2020SG吉普車為研究對象，通過理論分析結(jié)合實(shí)車試驗(yàn)的方法系統(tǒng)的建立了制動過程中的數(shù)學(xué)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(jìn)行制動試驗(yàn)，測得不同車速、不同載荷等條件下大量實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，確定了附著系數(shù)的函數(shù)表達(dá)式。1999年，重慶大學(xué)舒紅開發(fā)了汽車制動系設(shè)計(jì)計(jì)算軟件，該軟件設(shè)計(jì)計(jì)算的內(nèi)容包括汽車軸間制動力分配設(shè)計(jì)，制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)、整車制動性能預(yù)測和制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，可以用于輕、中型汽車液壓制動系的基本設(shè)計(jì)計(jì)算、制動性能優(yōu)化設(shè)計(jì)及制動性能預(yù)測[5]。2000年，南京理工大學(xué)王良模系統(tǒng)地討論了輕型汽車液壓制動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)理論及計(jì)算方法，同時還在輕型汽車液壓制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)理論研究的基礎(chǔ)上開發(fā)了一套輕型汽車液壓制動系統(tǒng)的仿真軟件，并對某一車型進(jìn)行了仿真計(jì)算和道路試驗(yàn)，所建整車動力學(xué)模型忽略了輪胎及制動鼓等旋轉(zhuǎn)部件制動時產(chǎn)生的慣性力矩，這對仿真結(jié)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(biāo)準(zhǔn)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(shè)計(jì)在整車設(shè)計(jì)中顯得非常重要。另外，如何設(shè)置制動系參數(shù)進(jìn)行整車匹配，使其達(dá)到最佳制動性能，是一項(xiàng)非常重要的任務(wù)。 1.3 論文目標(biāo)及主要工作內(nèi)容 汽車的制動性是汽車的主要性能之一，也是評價(jià)汽車安全性的一個重要依據(jù)，它與人們的生命和財(cái)產(chǎn)安全息息相關(guān)。改善汽車的制動性能，使制動系統(tǒng)工作可靠，性能優(yōu)良，是汽車設(shè)計(jì)制造和使用部門的重要任務(wù)。因此，轎車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)優(yōu)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(chǎn)軒逸轎車為研究對象，從整車角度設(shè)計(jì)制動器參數(shù)，從性能要求的角度，優(yōu)化調(diào)整后盤式制動器的尺寸參數(shù)。主要內(nèi)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(guān)系，介紹國內(nèi)外汽車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)研究概況。 (2)對轎車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)型式進(jìn)行歸納分析，從不同類型制動器的角度闡述制動系統(tǒng)基本工作原理，并總結(jié)盤式制動器的優(yōu)缺點(diǎn)。 (3)分析制動系性能，建立汽車制動系統(tǒng)制動時受力的數(shù)學(xué)模型，重點(diǎn)分析制動力分配、利用附著系數(shù)、制動力矩、制動效能因數(shù)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(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，對其計(jì)算結(jié)果進(jìn)行理論分析研究。 (5)優(yōu)化設(shè)計(jì)制動系，以制動系性能理論分析為基礎(chǔ)，建立優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)和約束函數(shù)，利用MATLAB優(yōu)化工具，對制動系進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并對分析結(jié)果進(jìn)行研究。 第二章 轎車制動系統(tǒng)組成及結(jié)構(gòu)分析 第 2 章 2.1 制動系統(tǒng)的作用 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍，也是運(yùn)用得最方便的交通工具。隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，人們對汽車的動力性、經(jīng)濟(jì)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(jī)械系統(tǒng)正在逐漸向機(jī)械—電子系統(tǒng)轉(zhuǎn)換[6]。汽車的設(shè)計(jì)與生產(chǎn)涉及到許多領(lǐng)域，其獨(dú)有的安全性、經(jīng)濟(jì)性、舒適性等眾多指標(biāo)，也對設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)制造的重要任務(wù)[7]。隨著汽車的行駛速度和路面情況復(fù)雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命的制動系統(tǒng)，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(tǒng)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(tǒng)必須具有極高的運(yùn)行穩(wěn)定性，整車通訊系統(tǒng)必須具有很強(qiáng)的容錯能力和快速處理能力[8]。 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展和汽車性能的提高及汽車結(jié)構(gòu)型式的變化密切相關(guān)，制動系統(tǒng)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(guān)系著人們的生命財(cái)產(chǎn)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(wěn)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(jī)構(gòu)。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(fā)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(fā)揮其動力性能。 2.2 制動系統(tǒng)的種類 制動系統(tǒng)有多種分類方式。按不同功能分，可分為行車制動系、應(yīng)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(dāng)行車制動失效時，應(yīng)急制動系可保證汽車減速或停車的功能，許多國家已規(guī)定汽車必須具備應(yīng)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(wěn)定車速，汽車下長坡時若單靠行車制動系來穩(wěn)定車速，可能導(dǎo)致制動器過熱而降低制動效能，因此常行下坡的汽車還應(yīng)有輔助制動。根據(jù)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(tǒng)唯一制動能源是駕駛員的人力；動力制動系則完全由發(fā)動機(jī)提供能源；伺服制動系統(tǒng)則綜合利用人力和發(fā)動機(jī)動力進(jìn)行制動。 如果按能量的傳輸方式分類，制動系統(tǒng)有機(jī)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(tǒng)，則稱為組合式制動系統(tǒng)。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(tǒng)，這種系統(tǒng)中，只要有一處損壞而漏氣(油)，整個制動系統(tǒng)即行失效。因此我國自1998年1月1日起，規(guī)定所有汽車必須采用雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)有效提高了制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)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(dú)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(jī)械摩擦式的，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(jìn)行操縱，故又稱為腳制動；后者安裝在傳動系統(tǒng)的某軸上，并用手拉操縱桿進(jìn)行操縱，故又稱為手制動[10],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。它們各自又可以細(xì)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。盤式制動器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩直接分別作用兩側(cè)車輪上的制動盤上。按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)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(yōu)點(diǎn)： (l)熱穩(wěn)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(wěn)定性較好。因?yàn)橹苿右r塊對制動盤的單位壓力高，易將沾附的水?dāng)D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(jīng)一兩次制動即能恢復(fù)正常；而鼓式制動器則需經(jīng)過甚至十余次制動方能恢復(fù)正常的制動效能。 (3)制動穩(wěn)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(shù)成線性關(guān)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(wěn)定性。 (4)制動力矩與汽車前進(jìn)和后退等行駛狀態(tài)無關(guān)。 (5)在輸出同樣大小的制動力矩條件下，盤式制動器結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)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(jié)構(gòu)也較簡單，維修、保養(yǎng)容易。 盤式制動器的主要缺點(diǎn)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(qū)動機(jī)構(gòu)較復(fù)雜，因此，有的汽車采用前輪為盤式后輪為鼓式的制動系統(tǒng)；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(qū)動機(jī)構(gòu)，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(shù)的穩(wěn)定性。 按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間有作為旋轉(zhuǎn)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30°～50°，因此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，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(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(jié)構(gòu)較復(fù)雜。在此僅進(jìn)行一下介紹。 鉗盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)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(dāng)壓力油液進(jìn)入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側(cè)的制動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(yīng)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(cè)，使結(jié)構(gòu)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(jīng)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(chǎn)生氣泡影響制動效果；另外，由于兩側(cè)制動塊均靠活塞推動，難于兼用于由機(jī)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(zhuǎn)向節(jié)(或橋殼);2-調(diào)整墊片;3-活塞;4-制動塊總成;5-導(dǎo)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(cè)，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(yīng)預(yù)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(yīng)更換。 浮動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側(cè)裝油缸，結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，可以將制動器進(jìn)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(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，因此制動液溫度比用固定鉗時低30℃～50℃，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(bào)裝置的制動快總成;5-活塞;6-制動鉗支架;7-導(dǎo)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(cè)裝油缸，結(jié)構(gòu)簡單,造價(jià)低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，所以采用浮動鉗式盤式制動器。 2.4 本章小結(jié)? 本章闡述分析了汽車整車制動系統(tǒng)分類形式，并簡要說明了制動器基本工作原理，總結(jié)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。 Equation Chapter (Next) Section 1 第三章 制動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 第 3 章 3.1 制動器的設(shè)計(jì)要求 汽車制動系應(yīng)滿足如下要求。 (1)應(yīng)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)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(wěn)定性好。 (5)制動效能的水穩(wěn)定性好。 (6)制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。 (7)制動踏板和手柄的位置和行程符合人—機(jī)工程學(xué)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(dá)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(yīng)產(chǎn)生振動和噪聲。 (10)制動系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長，制造成本低。 3.2 設(shè)計(jì)基礎(chǔ)參數(shù) 由上文對制動系的理論分析可得出，制動器的設(shè)計(jì)中需要預(yù)先獲得的整車參數(shù)有： 汽車軸距L；汽車空、滿載時的總質(zhì)量和；空、滿載時的軸荷，包括前軸負(fù)荷和，后軸負(fù)荷和；空、滿載時汽車的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度和，質(zhì)心到前、后軸的距離和及和；汽車輪胎規(guī)格(主要含車輪滾動半徑)等。 本次設(shè)計(jì)選用日產(chǎn)軒逸轎車為研究對象，前軸制動器采用浮鉗通風(fēng)盤式制動器，后軸制動器采用浮鉗實(shí)心盤式制動器；制動系統(tǒng)操縱方式采用真空助力液壓驅(qū)動方式；制動系統(tǒng)傳能裝置采用雙回路交叉型，即X型回路；駐車制動系統(tǒng)采用手拉桿式機(jī)械制動于后輪；其相關(guān)參數(shù)如表3-1所示。 表3-1 軒逸轎車的整車基礎(chǔ)參數(shù) 項(xiàng)目 汽車質(zhì)量 前軸負(fù)荷 后軸負(fù)荷 質(zhì)心高度 軸距 輪胎規(guī)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(tài)受力圖 由于軒逸轎車采用輪胎規(guī)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=(406.4+2×195×60%)/2=320.2mm。 質(zhì)心到前、后軸的距離和及和： 空載時，=1080mm，=1620mm； 滿載時，=1345mm，=1355mm。 3.3 制動系的主要參數(shù)及其選擇 3.3.1 制動力與制動力分配系數(shù) 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(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度ω>0的車輪，其力矩平衡方程為： (3-1) 式中,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(zhuǎn)方向相反，N·m； 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； —車輪的有效半徑，m。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，因此又稱為制動器周緣力。與地面制動力的方向相反，當(dāng)車輪角速度ω>0時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)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(dāng)加大踏板力以增大時，和均隨之增大。但地面制動力受著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 或 式中,為輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z為地面對車輪的法向反力，N。 制動器制動力和地面制動力達(dá)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(xiàn)為靜摩擦力矩，而＝/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力極限值。當(dāng)制動達(dá)到＝0后，地面制動力達(dá)到附著力值后就不在增大，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。 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為： 圖3-2 地面制動力、制動器制動力和附著力的關(guān)系 汽車總的地面制動力為 式中,q為制動強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動力； 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 (3-3) 上式表明：汽車在附著系數(shù)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(shù)，而是制動強(qiáng)度q或總制動力FB的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)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(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)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(shù)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： (3-4) 式中,； ； 為前軸車輪的地面制動力，N； 為后軸車輪的地面制動力，N； 為地面對前、后軸車輪的法向反力，N； 為汽車質(zhì)心離前、后軸的距離，m； G為汽車重力，N； 為汽車質(zhì)心高度，Nm。 由上式可知，前、后輪制動器的制動力是的函數(shù)。 上式可消去，得 (3-5) 式中,L為汽車的軸距，m。 將上式繪成以，為坐標(biāo)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，能按曲線I的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)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與汽車總制動器制動力之比；表面分配比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)： (3-6) 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。 圖3-3 制動力分配曲線 定義前、后輪制動器的制動力為、，理想的前、后輪制動器制動力分配曲線公式： 滿載時， (3-7) 將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，即I曲線。 下面求空載時I曲線，同樣由： (3-8) 選定制動力分配系數(shù)=0.7。 3.3.2 制動力矩的計(jì)算 圖3-4 盤式制動器的計(jì)算簡圖 盤式制動器制動時力矩計(jì)算可用圖3-4所示簡圖表示。假設(shè)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： (3-9) 式中, 為摩擦襯塊和制動盤之間的摩擦系數(shù)； P為單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力，N； R為作用半徑，常取平均半徑或有效半徑，m。 令、為摩擦襯塊的內(nèi)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(jì)算圖 在圖3-5中，任取一微元面積，其對制動盤的摩擦力為，該摩擦力對制動盤中心的摩擦力力矩為，其中q為襯塊與制動盤之間單位面積上的壓力，則單側(cè)襯塊對制動盤的總摩擦力為： (3-10) 單側(cè)制動襯塊作用于制動盤上的制動力矩為： (3-11) 帶入有效半徑得到： (3-12) 于是得到有效半徑： (3-13) 若令，則有 (3-14) 通常情況，m值不應(yīng)小于0.65。 3.3.3 同步附著系數(shù) 為了避免后軸側(cè)滑或前輪喪失轉(zhuǎn)向能力，汽車在制動時，最好不出現(xiàn)任何車輪抱死的工況。因此，汽車能產(chǎn)生的最大制動減速度應(yīng)是車輪臨界抱死時的制動減速度。 有學(xué)者如此描述：汽車以一定的減速度制動時，除去制動強(qiáng)度外，不出現(xiàn)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[16]。這個要求的最小路面附著系數(shù)就稱為汽車在該制動強(qiáng)度時的利用附著系數(shù)，其定義為： (3-15) 其中，為第i軸對應(yīng)于制動強(qiáng)度Z的利用附著系數(shù)；為對應(yīng)制動強(qiáng)度Z時，汽車第i軸產(chǎn)生的地面制動力；為對應(yīng)制動強(qiáng)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(fā)揮，汽車的制動力更合理地分配，就要求利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度更接近。圖3-6為利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)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(shù)總是等于制動強(qiáng)度，即圖中的對角線。 圖3-6 利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)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(shù)。對于前軸，可設(shè)汽車前軸即將抱死或前、后軸即將同時抱死時產(chǎn)生的減速度為，式中,Z為制動強(qiáng)度。則有如下關(guān)系式： (3-16) 又有： (3-17) 故，前軸利用附著系數(shù)為： (3-18) 同理，可求得后軸的利用附著系數(shù)為： (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(shí)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(shù)的比值，即車輪將要抱死時的制動強(qiáng)度與被利用附著系數(shù)之比。則可得到前、后軸的制動效率分別為： (3-20) (3-21) 實(shí)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(shù)，常用符號來表示，即 (3-22) 整理成前、后制動器制動力的關(guān)系為： (3-23) 式(3-23)即為實(shí)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(diǎn)所對應(yīng)的附著系數(shù)，稱為同步附著系數(shù)，它決定于汽車結(jié)構(gòu)，是反映汽車制動性能的一個參數(shù)，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(shù)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(shù)時，可得同步附著系數(shù)為： (3-24) 滿載時， (3-25) 空載時， (3-26) 對于轎車而言，滿載時的同步附著系數(shù)0.6，滿足要求。 3.3.4 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 當(dāng)時，最大總制動力為： (3-27) 制動強(qiáng)度為： (3-28) 附著系數(shù)利用率 當(dāng)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。 最大總制動力為： (3-29) 制動強(qiáng)度為： (3-30) 附著系數(shù)利用率為： (3-31) 當(dāng)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。 最大總制動力為： (3-32) 制動強(qiáng)度為： (3-33) 附著系數(shù)利用率為： (3-34) 由于不同的路面附著系數(shù)值不同，故其制動強(qiáng)度和附著系數(shù)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(shù)大于0.796的路面，其制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率就按第三種情況計(jì)算，全文假設(shè)該車常用路面附著系數(shù)為=0.8。 3.3.5 汽車的駐車能力計(jì)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(shè)坡道的傾斜角為，則該路面的坡度為。 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(xiàn)下滑，必須使后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等，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(diǎn)進(jìn)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： (3-35) 汽車在下坡路面上可能停駐的最大坡度tan'為： (3-36) 通常情況，要求各類汽車的最大停駐坡度應(yīng)不小于 16％~20％；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： (3-37) 下坡停駐極限坡度為： (3-38) 故該車空載的駐車極限角為： 該車滿載的駐車極限角為： 從以上計(jì)算結(jié)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(guī)要求。 3.4 盤式制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 3.4.1 制動盤直徑 制動盤直徑D應(yīng)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(guī)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=406.4×75%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(zhì)量和溫升的影響。為降低質(zhì)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(shí)心結(jié)構(gòu)，也可在制動盤中間鑄出通風(fēng)孔道以解決散熱通風(fēng)問題。實(shí)心制動盤的厚度s一般可取在10~20mm范圍內(nèi)，通風(fēng)式取為20~50mm，多采用20~30mm。本文初步確定前通風(fēng)盤取厚度s1=25mm，后實(shí)心盤取厚度s2=12mm。圖3-9分別為前通風(fēng)盤與后實(shí)心盤三維效果圖。 (a) (b) 圖3-9 (a)前通風(fēng)盤，(b)后實(shí)心盤 3.4.3 摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑 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，工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終將導(dǎo)致制動力矩變化大。 選=1.4，由于摩擦襯塊外半徑略小于制動盤半徑mm。所以前制動盤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 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(jù)制動器摩擦襯塊單位面積所占有的汽車質(zhì)量來選取，推薦其單位面積所占有的汽車質(zhì)量最適宜選定在1.6~3.5Kg/cm2范圍內(nèi)。 由于制動襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為，故工作面積為： 摩擦襯塊工作面積A： 單個前輪摩擦塊A＝57.8 單個制動器A＝116.7 單個后輪摩擦塊A＝50.2 單個制動器A＝100.4。 3.4.5 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦副材料時，不僅希望其摩擦系數(shù)高，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。應(yīng)同時把提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性這兩項(xiàng)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(shù)。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值為0.3~0.5，少數(shù)可達(dá)到0.7。一般情況，材料的摩擦系數(shù)越高，其耐磨性越差。一般情況下，取摩擦系數(shù)=0.3，可使在假設(shè)的理想條件下計(jì)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(huán)境的污染和對人體的傷害。 3.4.6 制動襯塊的設(shè)計(jì)計(jì)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。由于所設(shè)計(jì)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?qū)挾炔皇呛艽?，取R等于平均半徑或有效半徑，在實(shí)際中已經(jīng)足夠精確。 平均半徑為 mm 有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示， mm 式中， 3.4.7 摩擦襯塊磨損特性的計(jì)算 摩擦襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度。制動盤的材質(zhì)及加工情況，以及襯塊本身材質(zhì)等許多因素的影響。因此在理論上計(jì)算磨損性能極為困難，但實(shí)驗(yàn)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(jià)能量符合的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時間內(nèi)襯塊單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計(jì)量單位為。 軒逸轎車制動器的比能量耗散率為： (3-39) 式中,為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； 、為制動初速度和終速度，m/s； j為制動減速度，； t為制動時間，s； 為前制動器襯塊的摩擦面積，。 在緊急制動到停車的情況下，=0，并可以認(rèn)為=1，故 (3-40) 據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，計(jì)算時取減速度j=0.6g，制動初速度，乘用車用100km(27.8m/s)。而=57.9=5790，代入得： 另外，用襯塊單位摩擦面積的制動器摩擦力即比摩擦力計(jì)算襯塊磨損特性，單個前輪制動器的比摩擦力為。 當(dāng)前輪處于最大制動力矩時，代入數(shù)值得：單個前輪制動器的比摩擦力為 (3-41) 3.5 盤式制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu) 制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動盤能自由轉(zhuǎn)動。一般，盤式制動器的設(shè)定間隙為0.1～0.3mm.此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡可能小。 考慮到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。 另外，制動器在工作過程中會因?yàn)槟Σ烈r塊的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 所設(shè)計(jì)的軒逸轎車盤式制動器的間隙自調(diào)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(shè)定間隙所需的活塞設(shè)定行程d。當(dāng)襯塊磨損而導(dǎo)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(xù)前移到實(shí)現(xiàn)完全制動為止。活塞與密封圈之間，這一不可恢復(fù)的相對位移便補(bǔ)償了過量間隙。 綜上所述，本次設(shè)計(jì)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 3.6 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 3.6.1 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 選用液壓式驅(qū)動機(jī)構(gòu)： 優(yōu)點(diǎn)： a.制動時可以得到必要安全性，因?yàn)橐簤合到y(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)內(nèi)壓力相等，左右輪制動同時進(jìn)行； b.易保證制動力正確分配到前、后輪，因?yàn)榍?、后輪分泵可以做出不同直徑? c.車振或懸架變形不發(fā)生自行制動； d.不須潤滑和時常調(diào)整； 缺點(diǎn)： a當(dāng)管路一處泄漏，則系統(tǒng)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(yīng)用。 3.6.2 制動管路的選擇 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)是雙回路系統(tǒng)，也就是說應(yīng)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(dú)立的回路，以便當(dāng)一個回路發(fā)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 圖3-12所示為雙軸轎車的液壓式制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的雙回路系統(tǒng)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(tǒng)的復(fù)雜程度等。 圖3-12的第一種是前、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。其特點(diǎn)是管路布置最為簡單，兩橋制動器獨(dú)立制動當(dāng)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(dāng)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(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)車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也簡單，當(dāng)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(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。 圖3-13 汽車液壓制動系統(tǒng)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(zhí)行機(jī)構(gòu);6-傳感器導(dǎo)線;7-執(zhí)行機(jī)構(gòu)導(dǎo)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、右前輪制動器的半數(shù)輪缸與全部后輪制動器輪缸構(gòu)成一個獨(dú)立的回路，而兩前輪制動器的另半數(shù)輪缸構(gòu)成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。 圖3-12的第四種是兩個獨(dú)立的回路分別為兩側(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型式。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也較復(fù)雜。 圖3-12的第五種是兩個獨(dú)立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)輪缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。但其結(jié)構(gòu)也較復(fù)雜。 X型的結(jié)構(gòu)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(wěn)定性。因此該方案適用于主銷偏移距為負(fù)值的汽車上，以改善汽車穩(wěn)定性。 HI、HH、LL型的結(jié)構(gòu)都較為復(fù)雜，本次設(shè)計(jì)不予考慮。X型的布置方案可適于本次設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)回路圖如圖3-13所示。