汽車盤式制動系統(tǒng)結構設計

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1、真誠為您提供優(yōu)質參考資料，若有不當之處，請指正。 畢 業(yè) 設 計（說明書） 屆 題 目汽車盤式制動系統(tǒng)結構設計 專 業(yè)機械設計制造及其自動化 學生姓名 學 號 指導教師 論文字數 14700 完成日期 2011年5月8日 汽車盤式制動系統(tǒng)結構設計 摘 要：本設計主要根據汽車（針對一般轎車）盤式制動的特點，對制動系統(tǒng)結構進行進一步的研究和設計。首先通過查閱相關的文獻資料

2、，我了解了汽車盤式制動系統(tǒng)的工作原理。根據其工作原理，設計合適的零部件結構或選擇已有的零部件，組成一個可循環(huán)實現(xiàn)的制動系統(tǒng)，從而提出能實現(xiàn)制動效果的若干可行方案，并且通過比較，選擇出最佳的研究方案。本文主要實現(xiàn)盤式制動系統(tǒng)的整體液壓傳動原理，分別對制動鉗的設計，制動管路的分布方式，主油缸的設計進行詳細的論述,并且通過計算和校核，驗證是否能達到良好的制動效果和強度。 關鍵詞：液壓傳動；制動鉗；制動管路；主油缸 Automotive Braking System Design

3、Abstract: This design is mainly based on the car (to general characteristics of car) for disc brake system structure, further research and design. First, by consulting relevant literature material, I have understood car disc brake system principle of work. According to the working principle, this pa

4、per will design the right parts structure or choose existing components, form a circulating brake system, and then puts forward some braking effect can realize the feasible scheme, and through comparing, choose the best research plan. This paper mainly realizes disc brake system whole hydraulic tran

5、smission principle and detailed discussing the design of brake caliper, brake pipe distribution mode, the design of main oil cylinder and through calculation and checking, whether can achieve good validation braking and. strength. Key words: hydraulic transmission; brake caliper; distribution mode;

6、 master cylinder . 目錄 第1章 緒論 1 1.1 課題背景 1 1.2 課題研究意義 1 1.3 研究課題的選擇 2 1.4 現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 1.5 本章小結 3 第2章 總體方案的確定 4 2.1 設計內容 4 2.1.1 設計任務 4 2.1.2 設計要求 4 2.2 設計方案 5 2.2.1 制動鉗的方案選擇 5 2.2.2 制動總泵的方案選擇 6 2.2.3 制動管路的方案選擇 7 第3章 盤式制動器主要部件的設計 9 3.1

7、 制動盤的設計 9 3.1.1 制動盤的直徑 9 3.1.2 制動盤的厚度 9 3.1.3 制動盤的材料 9 3.2 制動卡鉗的設計 9 3.3 制動塊的設計 9 3.4制動鉗活塞回位設計 10 第4章 制動系統(tǒng)的設計計算 12 4.1 制動系統(tǒng)的主要技術參數 12 4.2 制動系統(tǒng)的主要計算 12 4.2.1 同步附著系數的確定和制動力分配系數的計算 12 4.2.2 前后軸車輪制動器制動力的計算 12 4.2.3 前后軸制動器制動力矩的計算 14 4.3 制動器因數 15 4.4 制動器液壓驅動機構設計計算 15 4.4.1 制動輪缸直徑的確定與工作容積的計算

8、 15 4.4.2 制動主缸直徑確定和工作容積的計算 16 第5章 校核 17 5.1 管路壓力校核 17 5.2 制動踏板行程校核 17 5.3 制動踏板力校核 18 5.4 制動距離校核 18 5.5 摩擦襯片的磨損特性計算校核 18 5.6 回位彈簧剛度強度的校核 19 5.6.1 根據工作條件選擇材料并確定許用應力 20 5.6.2 根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 20 5.6.3 根據剛度條件，計算彈簧圈數 20 5.6.4驗算 20 5.7 驅動軸的強度校核 21 5.7.1軸的強度校核 21 5.7.2花鍵連接強度計算 22 第6章 總結 23

9、參 考 文 獻 24 致 謝 25 附錄 圖紙列表 26 26 / 32 第1章 緒論 1.1 課題背景 制動器是汽車制動系統(tǒng)中真正使汽車停止下來的部件，現(xiàn)代汽車的制動裝置一般有以下要求：1、以較短的距離實現(xiàn)制動；2、具有穩(wěn)定的制動效果；3、制動裝置具備足夠的強度，且耐久性良好；4、檢測方便，更換起來不復雜；因此制動系統(tǒng)的良好設計有利于提高汽車的整體性能。針對以上要求，一般汽車的制動系統(tǒng)多采用盤式制動器和鼓式制動器相結合，即汽車的前輪上裝盤式制動器，后輪裝上鼓式制動器，有些汽車四個車輪上都裝有盤式制動器，可見盤式制動器的普及相當的迅速。利用盤式制動器能提高汽車主動安全

10、性，并且較好的解決了制動噪音污染、維修頻繁、易受粉塵污染等鼓式制動器無法解決的問題[1]。 根據不同的工作方式和使用目的，盤式制動系統(tǒng)又可以分氣壓式、液壓式、和復合式[2]。目前的轎車一般都采用液壓式制動器，一般只有裝載質量在8千克以上的載貨汽車和大客車才使用氣壓式制動系統(tǒng)。盤式制動器由液壓控制，制動力通過真空助力器把力放大，傳遞到主油缸處，主油缸產生的液壓再傳遞到制動器上，最后實現(xiàn)制動。主要涉及到的零部件有制動盤、制動塊、制動鉗、活塞等。為了降低制動盤工作時的溫度，現(xiàn)在的制動盤都是有通風設計的，即徑向葉片設計，并且在制動卡鉗、制動總泵，管路分布設計等方面不斷更新，改善。總之，作為一種新的制

11、動部件，盤式制動器正越來越廣泛地應用于轎車、客車、重型載貨車上，因此具有廣闊的市場前景。 1.2 課題研究意義 在間斷制動狀態(tài)下，盤式與鼓式制動器的制動能力相差不大。但盤式制動器在制動響應和制動控制方面的表現(xiàn)更好一些。但在連續(xù)制動過程中，兩種制動器的差別很大。在長距離的坡路上駛下，盤式制動器在固定的制動壓力下，完全不失去初始性能，汽車能全程保持一定的速度行駛。相反，裝有鼓式制動器的汽車，為保持速度，須逐漸增加制動壓力。持續(xù)制動后，在同等制動壓力下，盤式制動器產生的制動力只是略有下降，而鼓式制動器的制動力下降非常大，這兩種制性動器的安全因數有著很大的差別。 由于盤式制動器與鼓式制動器相

12、比較有很大的優(yōu)勢，所以現(xiàn)在盤式制動器的應用非常普及[3]。與鼓式制動器相比，盤式制動器的優(yōu)點具體如下：（1）穩(wěn)定性好。制動塊作用于制動盤的單位壓力高，容易將沾附在制動塊上的水擠出，車輪轉動時產生的離心力能將沾水甩出，再加上制動塊對制動盤的擦拭作用，制動器出水后只需經一兩次制動即能恢復正常；而鼓式制動器就比較麻煩，需要經過十幾余次制動才能恢復正常的制動效果。另外由于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，同時無自行增勢作用，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，能保證制動的穩(wěn)定性。（2）散熱性好。因為摩擦襯塊的尺寸不大，其工作表面面積僅為制動盤表面面積的1

13、5%左右，再加上制動盤采用通風設計，故散熱性好。（3）盤式制動器的結構尺寸和質量比鼓式制動器的要小。（4）盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯塊在磨損后更易更換，結構也較簡單，維修、保養(yǎng)也容易。（5）制動盤與摩擦襯塊間的間隙小，縮短了油缸活塞作用制動塊的時間。（6）易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)具有較好的安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)安全地制動。（7）制動塊上安裝磨損報警裝置，提示摩擦襯塊磨損至極限，以便能及時地更換摩擦襯塊，如圖1-1所示，當摩擦襯塊3磨損到極限時，警告片2就會和制動盤4摩擦到而發(fā)出巨響，提醒車主該更換制動塊了。 1—警告

14、片 2—背板 3—摩擦襯塊 4—制動盤 圖1—1 盤式制動器的報警裝置 但是盤式制動器還是存在一些缺陷的，比如難于完全防止塵污和銹蝕，擠壓制動片的作用力必須較大，制動片磨損快等，所以進一步研究并完善盤式制動是非常有必要的，研究這個項目，是為了了解汽車盤式制動器的結構，從中得到相關知識，掌握機械設計的過程和原理，并把自身所學應用到實際的設計中，也是一次對大學四年所學知識的回顧。 1.3 研究課題的選擇 汽車制動系統(tǒng)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。

15、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)。所以對制動系統(tǒng)的研究和改進是當務之急。因此，我選擇盤式制動器的結構設計作為研究對象，通過自己的研究體會設計的過程，同時增強對專業(yè)知識的掌握。 1.4 現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 21世紀的盤式制動器的制動盤與以往有所不同，盤上開了許多小孔，不僅起到加速通風散熱和提高制動效率的作用，而且也減輕了制動盤的質量[4]。制動盤上聯(lián)接著制動鉗，其構造又可分為定鉗盤式和浮鉗盤式。制動主油缸是將制動踏板的踩踏力轉換為液壓的裝置，其種類還包括利用一個活塞的單制動總泵和利用串聯(lián)兩個活

16、塞串聯(lián)的式制動主油缸。另外在制動盤制動塊方面，許多汽車公司進行了設計和改進，比如SAB Wabco公司設計的脈狀通風設計盤[5]和VOLVO汽車公司設計的目測磨損指示器[6]。 從理論上來說，用制動盤和卡鉗作為制動器的重要部分已經有是很成熟的技術了，要想開發(fā)新型制動系統(tǒng)，就要在制造工藝和材料上下手[7]。由于交變應力及熱應力的作用, 制動盤表面也容易產生表面疲勞磨損[8]，所以提高制動盤的硬度，才能獲得了較好的效果。保時捷公司率先把陶瓷制動盤工藝引用到了實際產車中，而奧迪公司研發(fā)的新型陶瓷制動盤已成為奧迪部分車型的選配裝置[9]。陶瓷制動盤,準確地說是用碳纖維材料制造的制動盤。然后在其表面用

17、熱處理工藝滲入進去一些陶瓷分子，這一系列的工藝都是在高溫下進行的，因此它的耐熱性非常好，而其表面又滲有一層高科技陶瓷，所以表面的耐熱程度也比普通金屬制動盤更高，這樣使用壽命也就更長了。配合鉆孔、劃線，讓整套制動系統(tǒng)的性能更加優(yōu)越。所以陶瓷材料會是將來制動盤的主打材料[10]。 再如電子制動系統(tǒng)如ABS的需求作用日益明顯[13][14][15]。原來ABS只用于高級轎車上，現(xiàn)在已經普及到中級轎車，今后幾年，在國內也將成為普通轎車的標準配置。對傳統(tǒng)汽車制動系統(tǒng)產品來說，“低端轎車高配置”將是現(xiàn)在市場需求的一種新特點。 1.5 本章小結 盤式制動器不僅重量輕，構造簡單，調整方便，更適應汽車在連

18、續(xù)運轉、高溫、高負載的情況下對制動性能要求，而且降低了材料、能量的消耗，提高了汽車的操作性和舒適性，并且針對一些不足之處，正在努力改進，努力研發(fā)，以達到延長制動器使用壽命的功效?？梢哉f未來幾年盤式制動器將會越來越完善，在國內也將會得到快速的推廣和應用[14]。 結合上述對盤式制動系統(tǒng)的研究和分析，我需要做的工作是對盤式制動的結構進行完整的設計，從傳遞制動力開始直到完成制動作用，再到解除制動。主要研究的方案集中在制動鉗的設計，主油缸的設計，管路的分布設計及部分零件的設計，如制動盤，制動塊，活塞等。通過多種方案的探討，確定一套最好的研究方案，根據其發(fā)展趨勢試圖設計出能使其提高制動效能、防止生銹和

19、粘污、減輕重量、簡化結構、降低成本、實用性更強與壽命更長的結構。 第2章 總體方案的確定 2.1 設計內容 2.1.1 設計任務 本次設計的主要目標是進一步研究盤式制動系統(tǒng)的傳動原理，并在此基礎上得到相關的可行的改進方案，通過比較篩選，挑選最佳的方案進行研究，以獲得最理想的制動效果。總體說來必須符合以下內容：1、實現(xiàn)循環(huán)的制動操作；2、制動效能穩(wěn)定；3、設計的機構簡單；4、符合實際。 主要的研究內容是整個盤式制動系統(tǒng)的傳動原理，即借助零部件，機構等完成制動全過程的方法。制動器的設計，主油缸的設計，制動管路的分布方式。制動器的設計直接影響制動效果的發(fā)揮，主油缸的設計也關乎制

20、動性能，更涉及人們的生命安全，不同制動管路的分布起到不同的制動效果，我們需要設計出一種保護乘用人的生命安全的最佳的分布方式。 盤式制動的工作原理[15][16]（如圖2-1所示）：制動盤6固定在輪轂軸承裝置上，隨著輪轂軸承一起轉動；制動卡鉗4固定在制動器的底板上；制動卡鉗4上的兩個制動塊5分別裝在制動盤6的兩側。剎車時，將施加到制動踏板1的力通過真空助力器2傳遞給制動主油缸3，在制動總泵3內產生液壓，該液壓通過制動液管再傳遞給各個車輪的制動分泵（即制動卡鉗4），通過擠壓各個車輪分泵的活塞將制動塊4壓向制動盤6，利用摩擦力獲得制動力，當松開制動踏板1后，制動主油缸3內的活塞在回位彈簧的作用下回

21、復到原來的位置，油管和主油缸里的壓力消失，制動塊5和制動鉗4也回位，摩擦力消失，制動解除。 1-制動踏板 2-真空助力器 3-制動主油缸 4-制動鉗 5-制動塊 6-制動盤， 7-制動鼓 8-制動襯片 9-制動蹄 圖2-1 盤式制動系統(tǒng)結構工作原理圖 2.1.2 設計要求 在設計過程中必須要求： 1、設計尺寸必須符合實際； 2、必須在保證乘車人員生命安全的條件下進行改善； 3、運用恰當的方法進行設計。 2.2 設計方案 設計方案的確定是依照已經存在的盤式制動形式，進行進一步的設計和材料的選用更新，以達到更好的制動效果。

22、 整個盤式制動系統(tǒng)主要由制動主缸和制動器構成，制動器上又有活塞和制動片，通過它們和制動盤之間的相互作用來起到循環(huán)的制動和解除制動作用。 2.2.1 制動鉗的方案選擇 制動鉗存在于盤式制動器上，汽車在行駛過程中，制動盤隨著車輪轉動，制動鉗是固定不動的，當制動時，制動鉗夾住制動盤完成制動作用。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兩類。 （1）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，制動塊裝在卡鉗支架內，旋轉的制動盤夾在兩塊制動塊之間，制動盤是用螺栓固定在輪轂上。這種制動器結構簡單，質量小，散熱性好，借助制動盤的離心力作用可以將泥水污物等甩掉，維修也

23、方便。但因摩擦襯塊的面積較小。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。按制動鉗的結構型式，鉗盤式制動器可分為定鉗式和浮鉗式，他們有各自的優(yōu)缺點。 ①定鉗式制動器（如圖2—2所示）：這種制動器在制動鉗體上有兩個液壓油缸，各裝有一個或兩個活塞，利用活塞直接擠壓制動片，獲得的力較均衡，使用可靠性較強。一般用在跑車和大型車輛上。不過這種制動器的結構尺寸較大也比較復雜，布置也較困難，需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高，制動產生的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，也容易使盤兩側剎車片磨損不一致。

24、 1—回位彈簧 2—制動鉗體 3—導向支撐銷 4—活塞 5—制動塊 6-制動盤 圖2—2 固定鉗盤式制動器 ②浮鉗式制動器（如圖2—3所示）：制動時在主油缸產生的油液壓力通過油管傳遞到了制動鉗處的輪缸處，推動里面的活塞，再使活塞推動該側活動的制動塊，制動塊壓向制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動塊壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊的受力均等為止，制動鉗和導向銷和卡鉗支架連接在一起，可以在其上移動。這種制動器僅需在盤的一側裝油缸，結構簡單，造價便宜，易于布置。一般轎車都選用這種結構。 圖2—3 浮動鉗盤式制動器 （2）全盤式制動器的

25、固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤的摩擦表面全部接觸。這種制動器的散熱性能極差，結構也復雜，現(xiàn)在的轎車基本都不采用這種制動方式，可以說這種制動器已經被淘汰，其結構如圖2—4所示。 圖2—4 多片全盤式制動器 通過比較，本設計確定浮鉗盤式制動器為設計對象，通過設計進一步了解其內部結構。制動鉗的布置可以在車軸之前或之后，制動鉗位于軸前可避免輪胎向鉗內甩濺泥水污物，位于軸后則可減小制動時輪轂軸承的徑向合力。 2.2.2 制動總泵的方案選擇 制動總泵也叫作制動主油缸，它是將制動踏板的踩踏力轉換為液壓的裝置，其種類包括利用一個活塞的單制動總泵和利用串

26、聯(lián)兩個活塞的串聯(lián)式制動總泵。一般地，串聯(lián)制動總泵將液壓系統(tǒng)分成前輪與后輪，或右前輪與左后輪和左前輪與右后輪兩個系統(tǒng)獨立工作。現(xiàn)在的小轎車中幾乎都采用這樣的配置。 （1）單制動總泵（如圖2-5所示）：現(xiàn)在已經幾乎不被采用，因為如果液壓系統(tǒng)中一個地方系統(tǒng)液泄漏，那么整個車輪的制動將會失效，因此在前輪與后輪的制動液管之間，分別設置一個安全缸，這樣，即使其中一個發(fā)生泄漏，馬上切斷該系統(tǒng)的油路，另一套液壓系統(tǒng)也能正常工作，那么制動總泵就能確保它的安全性。 圖2—5 單制動總泵 (2)串聯(lián)式制動總泵：該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構成。儲油罐中的油流入主缸的前、后腔，在主缸

27、前、后工作腔內產生的油壓，分別經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、后兩工作腔內的活塞頭部與活塞皮碗正好位于前、后腔內各自得旁通孔和補償孔之間。 當踩下制動踏板時，先是制動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，此空間內油壓升高。然后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。接著當繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，最后使前、后制動器制動。 這種類型的制動總泵通過兩個活塞具備兩套液壓系統(tǒng)，即使一套液壓系統(tǒng)發(fā)生故障，另一套系統(tǒng)也會正常工作，因而可以確保車輛的實現(xiàn)制動。 撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸

28、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到主缸缸體上。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，當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙腔制動

29、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，制動力效能降低。 通過比較，在確保乘車人員生命安全的前提下，本設計確定串聯(lián)式制動總泵為設計對象。 2.2.3 制動管路的方案選擇 制動液管的主要作用是將來自主油缸的液壓傳遞給制動分泵。管路的分配方式有很多種。最常見的是前后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)和前后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)。其余還有HI型、LL型、HH型。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(tǒng)，即雙回路系統(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

30、時，其他回路仍能可靠地工作，實現(xiàn)制動效果。 （1）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，如圖2-6（a）所示。這種管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。當后輪制動管路失效由前輪制動時，前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。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。 （2）前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，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，如圖2-6（b）所示。其特點是結構也很簡單，一

31、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。 （3） 左、右前輪制動器的半數輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，即HI型。如圖2-6（c）所示。 （4）兩個獨立的回路分別為兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器所組成，即LL型。如圖2-6（d）所示。 （5）兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，即HH型。如圖2-6（e）所示。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效果最好。 通過比較，HI,LL,HH型的結構都較為復雜，所以本設計采用前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立

32、的回路系統(tǒng)為設計研究對象。 （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-雙回路系統(tǒng)的另一個分路 圖2-6雙回路系統(tǒng)的5種分路 第3章 盤式制動器主要部件的設計 3.1 制動盤的設計 3.1.1 制動盤的直徑 制動盤的直徑應盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以

33、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。但制動盤直徑受到輪輞直徑的限制。通常。制動盤直徑為輪輞直徑的70%～79%。本設計中選用汽車的輪胎規(guī)格為205/55R16，可知輪輞的直徑為1625.4=406.4mm，406.4(70%～79%)=284.48mm～321.056mm,根據參考文獻[17]查得，在此范圍內，制動盤的直徑選取為315mm。 3.1.2 制動盤的厚度 制動盤的厚度直接影響著制動盤的質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤的厚度應取得盡量小，但也不能太小。為了達到良好的通風效果，具備優(yōu)良的散熱性能，本設計采用通風式的制動盤，即制動盤的內部是空心的并允許空

34、氣可以通過，由此可以獲得優(yōu)良的散熱效果。制動盤的厚度宜在20mm～50mm，一般取20mm～30mm。本設計取其厚度為28mm。 3.1.3 制動盤的材料 根據參考文獻[18],考慮到灰鑄鐵強度高，耐熱和耐磨性好，減振性，鑄造性良好，能承受較大的載荷，所以制動盤的材料選取HT250。 3.2 制動卡鉗的設計 制動鉗體應有高的強度和剛度。所以本設計中制動鉗的材料選取球墨鑄鐵QT400-18。在第二章的制動鉗設計方案中已經確定選用浮鉗式，在制動卡鉗的一側有輪缸，輪缸的直徑設計見第四章。 3.3 制動塊的設計 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者之間用特定的黏膠粘接在一起，一般不宜脫

35、落。襯塊多為扇形?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。背板由鋼板制成，為了避免制動時產生的熱量傳給制動鉗而引起制動液汽化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間粘一層隔熱減振墊。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。一般轎車的摩擦襯塊厚度在7.5mm～16mm之間，本設計中摩擦襯塊的厚度取13mm，符合范圍要求。并且在背板上裝有磨損指示器，以便能及時更換摩擦襯塊。一般情況下，更換的極限厚度是7mm，包括背板和摩擦襯塊。為推薦摩擦襯塊的外半徑R2與內半徑R1的比值不大于1.5，如圖3-1所示。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度

36、相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。根據要求設計摩擦襯塊的外半徑R2為148mm，內半徑R1為100m。 圖3-1 摩擦襯塊的尺寸設計 3.4制動鉗活塞回位設計 制動鉗處的活塞通過液壓的作用推動制動襯片擠壓制動盤，當壓力解除時，制動襯片和活塞在回位彈簧的作用下回到原來的位置。根據制動器的整體設計的需求，需要設計合適的回位彈簧。在固鉗式的制動器和鼓式制動器中，一般選用如圖3-2的拉伸彈簧。但是在浮鉗式的制動器中，由于構造的局限，不適合選用這種類型的彈簧。 圖3-2 拉伸彈

37、簧 在一些現(xiàn)有的設計中，或選用如圖3-3的夾緊彈簧，即夾在制動片兩側的彈簧，但是這種彈簧安裝困難，也不容易定位。 圖3-3 夾緊彈簧 本設計中，根據制動鉗的結構和制動片的結構，設計一種適用于盤式制動的制動彈簧，它能很好地解決上述兩種情況的不足之處，其結構如下圖3-4。 圖3-4 彈簧 其工作原理如圖3-5：將彈簧3安裝在制動塊2的制動襯片上方，彈簧3勾住兩側的制動襯片的，當制動力轉化為液壓擠壓制動片時，彈簧3受到擠壓而變形；當釋放制動力時，彈簧3需要恢復原來的形狀而推動制動片和制動鉗處的活塞，使得制動片和活塞回復到原來的位置。查參考文

38、獻[18]得，選用65Mn為彈簧片材料，因為這類鋼具有較高的彈性極限和較高的疲勞強度。 1-制動盤 2-制動塊 3-彈簧 4-卡鉗支架 圖3-5 彈簧的工作原理 第4章 制動系統(tǒng)的設計計算 4.1 制動系統(tǒng)的主要技術參數 空載質量m：1140kg 滿載質量m：1490kg 軸距L：2700mm 空載質心高hg：640mm 滿載質心高hg：620mm 質心距前軸距離L1：1520mm 質心距后軸距離L2：1180mm 車輪

39、滾動半徑R：316mm 選取設計車型的輪胎規(guī)格為205/55R16，所以車輪滾動半徑的算法為20555%2+（1625.4）=316mm。 4.2 制動系統(tǒng)的主要計算 輪胎與路面的附著系數相當于輪胎與路面的摩擦系數，同時還受到輪胎胎面材質、花紋、路面等變化有關，通常情況下附著系數列表值如下表： 表4-1 路面附著系數列表 路面狀況 附著系數 干燥瀝青路面 0.75～0.85 濕滑瀝青路面 0.4～0.7 積雪路面 0.2～0.4 結冰路面 0.05～0.1 根據上表所示，本設計選取通常干燥路面的附著系數。 4.2.1 同步附著系數的確定和制動力分配系數的

40、計算 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、后制動器才會同時抱死。國外文獻推薦滿載時轎車的同步附著系數0.6。所以本設計中取同步附著系數=0.6。 根據所選定的同步附著系數和參考文獻[19],可知公式 （4-1） 求得空載時制動力分配系數 滿載時制動力分配系數 4.2.2 前后軸車輪制動器制動力的計算 根據參考文獻[19]可知， 對后軸車輪的接地點取力矩，可得平衡公式 （

41、4-2） 對前軸車輪的接地點取力矩，可得平衡公式 （4-3） 式中 :汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力,； :汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力,； ：汽車的重力，； :汽車質量，； ：汽車制動減速度，； 因為= 經化簡，可得 （4-4） （4-5） 所以在空載時：

42、 又因為 （4-6） （4-7） 式中 ：前軸車輪的制動器制動力， ：后軸車輪的制動器制動力， 根據參考文獻[19]可知，前后車輪附著力同時被充分利用的條件是： （4-8） （4-9） 因為 可得 根據參考文獻[19]查得，轎車的比值范圍為1.3~1.6，計算結果

43、為1.6，所以符合條件。滿載的驗證方法同空載，符合條件。 4.2.3 前后軸制動器制動力矩的計算 由條件可知，此時根據參考文獻[19]可知，制動強度的計算公式為 （4-10） 空載時： 滿載時： 當，相應的制動強度時，后軸和前軸的最大制動力矩為 （4-11）

44、 （4-12） 式中 ：車輪的有效半徑，計算方法如下： 平均半徑 （4-13） （4-14） （4-15） 所以空載時，后軸的制動力矩為： 前軸的制動力矩為： 滿載時，后軸的制動力矩為： 前軸的制動力矩為： 4.3 制動器因數 由參考文獻[19]，第51頁

45、可知,可知鉗盤式制動器的制動因數BF=2f=0.8 4.4 制動器液壓驅動機構設計計算 4.4.1 制動輪缸直徑的確定與工作容積的計算 根據參考文獻[20]規(guī)定，踏板力不應超過500N~700N，所以本設計中選取=500N。根據有關知識，令踏板機構的傳動比,真空助力器的真空助力比，助力器工作效率范圍為0.85~0.95，在此取。由上述已知條件，可得出制動輪缸對制動片的作用力P==500390.9=12150N。 根據參考文獻[19]，求制動輪缸直徑的公式如下： （4-16） ：考慮制動力調節(jié)

46、裝置作用下的輪缸或液壓管路，取值范圍為p=8Mpa~12Mpa。根據參考文獻[21]可知，最高工作液壓分為10,15,20,25Mpa四個壓力級，而管路液壓在制動時一般不超過10Mpa~12Mpa，在此取p=10Mpa。 計算得： 根據GB7524—87標準規(guī)定的輪缸直徑尺寸系列，取，見表4—2。 表4—2 輪缸直徑尺寸系列表（單位：mm） 輪缸直徑 14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.4），26，28（28.58），30，32，35，38，42，46，50，56 一個制動輪缸的工作容積：

47、 （4-17） （4-18）式中 ：輪缸的活塞數目；此設計選用浮鉗式的制動器，只有一側有一個活塞，所以n=1； ：—個輪缸完全制動時的行程，； ：消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程，0.1mm~0.3mm； ：由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，根據摩擦襯片的厚度，材料的彈性模量及單位壓力值計算；根據對制動塊的設計，在此取。 ，：分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程，此設計為盤式制動，所以忽略這

48、兩個。 所以一個制動輪缸的工作容積 （4-19） 全部工作容積： （4-20） 式中 m：輪缸的數目，此設計車型為四輪全部是盤式制動，所以m=4 所以， 4.4.2 制動主缸直徑確定和工作容積的計算 查參考文獻[19]得，考慮到制動軟管的變形，轎車制動主缸的工作容積可取，計算得，主缸內活塞行程的要求為，取，根據

49、公式 ，可得， （4-21） 根據GB7524—87標準規(guī)定，選取接近值=38mm作為制動主缸的直徑，列表如同表4—2。 由計算可知，=42mm，=38mm，。通常，汽車液壓驅動機構制動輪缸的直徑和制動主缸的直徑之比=0.9~1.2，所以主油缸和制動輪缸的設計符合要求。 第5章 校核 5.1 管路壓力校核 管路的極限壓力不考慮ABS系統(tǒng)的作用應該是地面的附著系數達到同步附著系數時

50、管路中的壓力。前、后制動器同時抱死時，根據前、后輪制動器制動力公式： （5-1） （5-2） 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、后輪缸液壓，； ：前、后制動輪缸的直徑，； ：前后制動器單側油缸數目； ：前后制動器效能因數； ：前后制動器有效制動半徑，； ：車輪滾動半徑，； 由上述公式可推導出

51、 （5-3） 經計算可得 通常，制動管路工作壓力小于10Mpa，所以此系統(tǒng)的管路壓力符合要求。 5.2 制動踏板行程校核 制動踏板工作行程的計算公式為： （5-4） 已知 ：主油缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm~2mm ：主油缸活塞空行程，即主油缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主油缸上的旁通孔所經過的行程。本設計中取=5mm 所以， 根據參考文獻[22] GB7258-2004 《機動車運行安全技術條件》，踏板工作行程應不大于150mm，所以本設計符合要求。

52、 5.3 制動踏板力校核 由參考文獻[18]可知，制動踏板力可用下式進行驗算： （5-5） 根據4.4.1有關設計數據，， 可得2720.496N N<500N 根據參考文獻[22] GB7258-2004 《機動車運行安全技術條件》規(guī)定，制動踏板力不應大于500N，所以計算結果符合要求。 5.4 制動距離校核 制動距離是指機動車在規(guī)定的初速度下急踩制動時，從腳接觸制動踏板時起至機動車停住時止機動車駛過的距離。根據參考文獻[22] GB7258-2004《機動車運行安全技術條件》的規(guī)定，見下表： 表

53、5-1 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 總質量不大于3500kg的汽車 50 22 21 2.5 制動距離的計算公式為： （5-6） 式中 v：制動初速度，查得表5-1，v取50km/h； ：制動器作用時間，0.2~0.9s，取 ：最大制動減速度，??； 將數據代入公式，計算得，所以制動距離符合要求。 5.5 摩擦襯片的磨損特性計算校核 汽車的制動過程，是將其機械能（動

54、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制動摩擦產生的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，則摩擦襯塊的磨損也愈嚴重。 制動的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。前、后輪比能量耗散率的計算公式為： （5-7） （5-8） 式中 ：汽車回轉質量換算系數； ：汽車質量，； 、：汽車制動初速度與終速度，計算時轎車取（27.8）； ：制動時間，；按下式計

55、算 =4.63 （5-9） ：制動減速度，，=0.6106； 、：前、后制動器襯片的摩擦面積，根據設計尺寸，摩擦面積是： A= （5-10） 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 （5-11）

56、 （5-12） 計算得：空載時， <6.0 <6.0 滿載時， ，略大于6.0，影響不大。 <6.0 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。 5.6 回位彈簧剛度強度的校核 此設計中，回位彈簧選用圓柱螺旋壓縮彈簧，所以設計計算按照圓柱螺旋壓縮彈簧的要求。 5.6.1 根據工作條件選擇材料并確定許用應力 因為回位彈簧在一般的壓力條件下工作，所以可以選擇第Ⅲ類彈簧來考慮。材料選擇為60Si2Mn(硅錳彈簧

57、鋼)，因為這種材料彈性好，回火穩(wěn)定性好，能承受大載荷，具有良好的力學性能。假設彈簧的變形量=9mm，=150N，=25mm，=350N。由參考文獻[22]表16-2 可知，[]=800Mpa。 5.6.2 根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 通常旋繞比C，在此選C=6。 根據活塞的設計及安裝位置的確定，初設彈簧中徑D=22mm，由于 ，所以彈簧絲的直徑d=D/C=22/8=2.75mm。 由曲度系數K的計算公式： （5-13） 得， 查參考文獻[23]，彈簧鋼絲的直徑計算公式： （5

58、-14） 計算得 根據參考文獻[23]表16-5，查得d取3mm，因為D=22mm，則C=22/3=7.3，K=1.2， 于是 經驗證，計算結果與估取值相近，所以彈簧鋼絲的直徑d=3mm，此時D=22mm，D2=D+d=22+3=25mm。 5.6.3 根據剛度條件，計算彈簧圈數 彈簧的剛度為： （5-15） 查參考文獻[23]表16-2，G=80000Mpa，則彈簧圈數為 （5-16）

59、 取n=6，此時彈簧的剛度為 5.6.4驗算 （1）彈簧初拉力 （5-17） 初應力 （5-18） 查參考文獻[23]圖16-9，當C=7.3時，彈簧初應力的選擇范圍為50Mpa~130Mpa，故此初應力值合適，且滿足要求。 （2）極限工作應力 （5-19） （3）極限工作載荷 （5-2

60、0） 5.7 驅動軸的強度校核 5.7.1軸的強度校核 在車輪高速運轉時，突然踩下踏板，在液壓的作用下，制動塊和制動盤產生摩擦，使得制動盤瞬間停下，在這個瞬間，支撐輪轂軸承、帶動制動盤運轉的花鍵軸受到強烈的扭轉的力，受到的彎矩很小，所以在此不作校核。已知發(fā)動機最大功率為103kw，最大功率轉速為6300r/min，汽車滿載時的重量為m=1490kg， 則驅動軸的轉矩 （5-21） 軸的受力分析簡圖及扭矩圖如圖5-1所示。 圖5-1 驅動軸扭矩圖 根據輪轂軸承裝置的設計要求，查得參考文獻[25]表

61、4-3，選用的花鍵規(guī)格為6，材料選擇為40Cr，查參考文獻[23]可知，該材料許用切應力見下表： 表5—2 軸常用幾種材料的[] 軸的 材料 Q235-A,20 Q275,35(1Cr18NiI9Ti) 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr13 [] 15~25 20~35 25~45 55 由參考文獻[24]可得， 其抗扭截面系數 （5-22） 根據列表選擇 則扭轉切應力

62、 （5-23） 所以扭轉應力符合要求。 5.7.2花鍵連接強度計算 根據參考文獻[23]可知，計算時，假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，每個齒工作面上壓力的合理F作用在平均直徑處，即傳遞轉矩 ，并引入系數來考慮實際載荷在各花鍵齒上分配不均的影響，則花鍵連接的強度條件為（此處選用靜連接）： （5-24） 式中：為花鍵的平均直徑

63、，此處為矩形花鍵，計算公式為 （5-25） 轉矩T： （5-26） 為載荷分布不均系數，與齒數多少有關，一般取，齒數多時取偏小值； z為花鍵齒數，z=6； 為齒的工作長度，在此根據設計要求，選； h為花鍵齒側面的工作高度， 矩形花鍵的計算公式為，C為倒角尺寸，查參考文獻[25]表4-3可知C

64、=0.3。 經計算， 根據參考文獻[23]查得，花鍵連接的許用擠壓應力，見下表5-3所示。 表5-3 花鍵連接的許用擠壓應力（Mpa） 連接方式 使用和制造情況 許用擠壓應力 不良 35~50 [] 靜連接 中等 60~100 良好 80~120 所以，符合良好的使用情況。 第6章 總結 為期若干個月的畢業(yè)設計終于在我不斷地研究和摸索中完成了?；仡欁霎厴I(yè)設計的整個過程，我覺得是對大學四年所學知識的統(tǒng)一回顧和應用。 在確定畢業(yè)設計題目以后，我查閱了許多文獻資料并且專程到汽車4S店的維修部門了解它的工作原理和認識相關的

65、零部件。通過理論學習加實際考察，我對盤式制動系統(tǒng)結構有了一番了解。 根據盤式制動的結構特點分析設計方案。在提出的多種設計方案中選擇最合理的方案進行研究。繪制制動過程的總裝配圖，制動器的部裝圖，主油缸的部裝圖，制動管路的布置圖和若干零件圖等。繪制完圖紙后，進行設計計算和校核。確定相關參數后主要對制動力，制動力矩等進行計算，對管路壓力，踏板行程，踏板力，彈簧等進行校核和優(yōu)化。 我的設計思路和設計過程是： （1）整體傳動原理及工作方案的確定 通過參閱大量的資料，我首先理解了盤式制動系統(tǒng)的工作原理，然后把現(xiàn)有的設計方案稍加整理和分類，取其精華，對盤式制動器比較重要的部分進行方案的討論、比較。最

66、后確定了制動器選用浮鉗式，制動主油缸設計為串聯(lián)式雙腔制動泵，制動管路分布為X型分布。 （2）主要零部件的設計 根據資料，對制動器主要的零部件進行的設計和材料的選擇，如制動盤、制動塊、制動鉗等。設計要求符合規(guī)定標準，材料選擇符合強度要求。 （3）制動參數的確定 根據設定的參數，計算制動力，制動力矩，制動輪缸、制動主油缸的直徑和容積等，通過查閱國家規(guī)定的標準，設計符合規(guī)定范圍的油缸直徑和容積，從而使得設計的盤式制動器符合要求，能夠起到制動作用。 （4）對重要部分進行校核 之前的參數設定和計算，需要通過后面的校核才能確定是否有效。如果校核出來不符合規(guī)定的要求，就需要對相應部件進行重新設計，所以在確定參數和尺寸設計過程中，要求合理，不要過于夸張，以至于為后續(xù)工作增添麻煩，設計時盡量符合實際需要。直到校核無誤，本項設計才算正式完成。 通過對該課題的設計，我不僅掌握了一定的專業(yè)知識，也掌握了關于盤式制動系統(tǒng)的一些知識，通過畢業(yè)設計的訓練，我加深對設計過程的了解，體會到了做設計的不容易。在整個過程中會遇到很多困難，設計得不正確或者完全不知道該怎么設計，自己覺得不存在問題