制动器计算说明书

1473577408

1 绪  论
1.1 课题背景及目的
汽车的普及伴随着能源消耗的增多，而如今的生活，汽车已经是人们日常生活离不开的必要工具。在大力节约能源的背景下，对汽车的节能要求随之增高。紧凑型轿车的出现正好适应时代的发展，排量最多只有2.0紧凑型轿车相比其他类型的家用轿车无论从节能还是其他费用上都表现处明显的经济型，为了适应时代的要求，特此提出了紧凑型轿车的设计说明的毕业设计题目。要求在同组人员互相协作的基础上，完成制动系统的开发设计。旨在培养综合运用所学专业及专业基础理论知识进行产品系统开发设计的实践工作能力。要求在收集和分析有关数据的基础上，合理确定紧凑型轿车的制动方式及系统布置方案，进行主要零部件的强度和疲劳寿命设计计算，绘制系统装配图及零部件图纸，编写设计计算说明书。
1.2 国内外研究现状
从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。众多的汽车工程师在改进汽车制动性能的研究中倾注了大量的心血。制动装置需要转换和吸收的动能，与汽车制动初速度的平方和总质量成正比；其需要产生的制动力则与汽车总质量成正比，与制动初速度相对来说关系不大。在汽车的发展过程中，速度和总质量两 个参数始终处于不断攀高的状态，这就要求制动装置在更短的时间内吸收越来越大的能量，并产生接近车轮滑移界限的制动力。
第二次世界大战后由于汽车技术的迅速发展和道路条件的不断改善，汽车速度普遍提高得很快。另一方面由于道路行车密度日益增大，交通事故频繁发生，引起了公众对道路交通安全的密切关注。这些因素对制动装置提出了更加苛刻的要求，促使它作出相应的改进。例如，为了吸收高速制动时的汽车动能，出现了以热效能较稳定的钳盘式制动器取代传统的鼓式制动器的趋势；为了产生足够的地面制动力并减轻操作强度，逐进淘汰了人力制动，代之以伺服制动和动力制动；为了进一步提高制动装置的可靠性，在行车和驻车制动系之外增设了应急制动系。
随着电子技术的飞跃发展，防抱死制动系统（ABS）在技术上已经成熟，正在汽车上普及。它能有效地防止制动时由于车轮抱死而使汽车失去方向稳定性或转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了高速行驶的安全性。
近年来出现了集ABS功能和其他扩展功能于一体的电子控制制动系统（EBS）和电子制动助力系统（BAS）。前一种系统适用于重型汽车和汽车列车，它以电子控制方式代替气压控制方式，可根据制动踏板行程及车轮载荷和制动摩擦片磨损情况调节各车轮制动气室压力。这样不但可以大大减少制动反应时间、缩短制动距离，还可以使制动力分配更加合理。后一种系统适用于轿车，在出现紧急状况而驾驶员未能及时对制动踏板施加足够大的力时，能自动加以识别并触发电磁阀，使真空助力器在极短时间内实现增强作用，从而可显著缩短制动距离。
为了防止汽车发生追尾碰撞事故，美、日、欧各国都在致力于车距报警和防追尾碰撞系统的研究。该系统用激光雷达或微波雷达对前方车辆和障碍物进行监测，若检测出实际车距小于安全车距，就会向驾驶员发出报警，若驾驶员仍未作出反应，就会自动对汽车施行制动。
1.3 课题研究方法
根据课题内容，任务要求深入了解汽车制动系统的构造及工作原理；并收集相关紧凑型轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果，并进行深入的学习和分析，借鉴经验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和利用画图软件，并再次学习机械制图，画出符合标准的设计图纸，通过自己的研究分析；发挥自己的设计能力并通过试验最终确定紧凑型轿车制动系统设计方案。
1.4 本设计应解决的难点
（1）确定制动系各参数，分析其制动性能;
（2）制动器的设计计算；
（3）液压制动驱动机构的设计计算；
（4）制动系统图纸设计。

2 总 体 设 计 方 案
汽车的制动性是汽车的主要性能之一。制动性直接关系到行使安全性，是汽车行使的重要保障。随着高速公路迅速的发展和车流密度的日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，改善汽车的制动性始终是汽车设计制造和使用部门的主要任务。
制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行使直至停车；在下坡行使时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。
    制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。除此之外，有些汽车还设有应急制动、辅助制动和自动制动装置。
设计汽车制动系应满足如下主要要求：
（1）应能适应有关标准和法规的规定。
（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。详见QC/T239-1997。
（3）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，当其中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多为手操纵。
（4）制动效能的热稳定性好。具体要求详见QC/T582-1999。
（5）制动效能的水稳定性好。
（6）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵稳定性和方向稳定性。有关方向稳定性的评价标准，详见QC/T239-1997。
（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适、能减少疲劳。
（8）作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间。
（9）制动时不产生振动和噪声。
（10）转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或转向时不会引起自行制动。
（11）应有音响或光信号等警报装置，以便及时发现制动驱动机件的故障和功能失效。
（12）用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减少制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维。
（13）损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。
防止制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，所以近年来防抱死制动系统（ABS）在汽车上得到了很快的发展和应用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害问题，已被逐渐淘汰，取而代之的各种无石棉材料相继研制成功
本次设计的紧凑型轿车采用前盘后鼓,液压制动, II式(前后式)双回路制动控制系统.采用真空助力器和ABS系统.其中鼓式制动器采用一般常用的领从蹄式,为一个自由度.且带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓。制动鼓内径尺寸参照专业标准QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。摩擦衬片宽度尺寸系列参照QC/T309-1999。盘式制动器采用浮动钳盘式.制动盘直径取轮辋直径的70%。通风式制动盘厚度取25mm。具体的制动系统设计计算过程依据汽车设计教材进行。
2.1 制动能源的选择
     经过同多种类型的车辆比较，参考《汽车工程手册》，如下制动能源：
表2-1——制动能源比较
供能装置        传能装置
型式        制动能源        工作介质        型式        工作介质
气压伺服制动系        驾驶员体力与发动机动力        空气        液压制动系        制动液
真空伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.05～0.07MPa。  真空伺服制动系多用于总质量在1.1～1.35t以上的轿车及装载质量在6t以下的轻、中型载货汽车上；气压伺服制动系则广泛用于装载质量为6—12t的中、重型货车以及极少数高级轿车上。
液压制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间短，（0.1～0.3s）;工作压力高（可达10～20M ），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上
2.2 驻车制动系
    制动系统用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽车在斜坡上起步。驻车制动系统应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式，以免其产生故障。
通过类比采用：手动驻车制动操纵杆、驻车制动杠杆作用于后轮。用后轮制动兼用驻车制动器。
后轮驻车制动：轮缸或轮制动器，（对领丛蹄制动器，只需附加一个驻车制动推杆和一个驻车杠杆即可）使用驻车制动时，由人搬动驻车制动操纵杆，通过操纵缆绳。平衡臂和拉杆（拉绳）拉动驻车制动杠杆使两蹄张开。
2.3 行车制动系
制动系统用作强制行使中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构多采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。
目前，盘式制动器已广泛应用于轿车，但除了在一些高性能轿车上用于全部车轮以外，大都只用作前轮制动器，而与后轮的鼓式制动器配合，以期汽车有较高的制动时的方向稳定性。在货车上，盘式制动器也有采用，但离普及还有相当距离。   四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。




2.4 制动管路的布置及原理
II式(前后式): 前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，一条回路连接前桥(轴)车轮制动器,另一条回路连接后桥(轴)车轮制动器,如图1a)所示。前桥车轮制动器与后桥车轮制动器各用一个回路。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。在各类汽车上都有采用。通过分析，II式(前后式)制动器结构简单，成本较低，因此CS紧凑型轿车采用的就是II式(前后式)双回路制动系。

2.4.1 制动管路的布置示意图（II型）

1.前轮制动器 2.制动钳 3.制动管路 4.制动踏板机构
      5.制动主缸 6.制动轮缸 7.后轮制动器
图2-1液压制动装置示意图
2.4.2 制动原理和工作过程

图2-2 制动系统工作原理
    要使行使中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑销转动，上端向两边分开而其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转的制动鼓作用一个摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架和车身，迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大，制动减速度越大。当放开制动踏板时，复位弹簧即将制动蹄拉回复位，摩擦力矩和制动力消失，制动作用即行终止。
2.5 制动器的结构方案分析
   制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。目前广泛使用的是摩擦式制动器。
摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器，本文不做介绍。
鼓式制动器形式的选用：
领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行使的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。但领丛制动器也有两蹄片的压力不等（在两蹄上的摩擦衬片面积相等的条件下），因而两蹄片磨损不均匀、寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路下工作。
鉴于以上的优点，本设计采用液压驱动的，由定位销定位的一个自由度的非平衡式的领丛蹄式制动器。
盘式制动器的选用：
按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两类。钳盘式根据制动钳结构的不同，分笃式和浮动钳式。对两中类型进行比较，浮动钳盘式具有如下优点：
    在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管，家之液压缸；冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低。所以，本设计采用浮动钳式盘式制动器。
与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点：
（1）热稳定性好，因无自行增力作用，衬块摩擦表面压力分布较鼓式制动器更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而降低了制动效能。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。
（2）水稳定性好。制动衬块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而进水后效能降低不多；又由于离心力及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。
（3）制动力矩与汽车运动方向无关。
（4）易于构成双回路制动系，使系统具有较高的可靠性和安全性。
（5）尺寸小、质量小、散热良好。
（6）压力在制动衬块的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。
（7）更换衬块简单容易。
（8）衬块与制动盘之间的间隙小（0.05～0.15mm），从而缩短了制动协调时间。
（9）易于实现间隙自动调整。
盘式制动器的主要缺点：
（1）难以完全防止污尘和锈蚀。
（2）兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。
（3）在制动驱动机构中必须装用助力器。
（4）因为衬块工作面积小，所以磨损快，使用寿命低，叙需用高材质的衬块。
   经过对不同制动器优、缺点的比较，参考同类型车，本设计采用前盘（浮动钳式）后鼓（支承销领丛蹄式）的制动系统。









3 制动系主要参数确定
3.1 CS紧凑型轿车的基本参数

表3-1 制动系主要参数
        空载        满载
汽车质量        1077kg        1447kg
轴荷分配        前轴        570kg        720kg
        后轴        507kg        727kg
质心高度        hg0=0.52m        Hg1=0.57m
轴距        2450 m
前制动器        盘式
后制动器        鼓式

3.2 同步附着系数的确定
一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好。
任何附着系数 路面上前后同时抱死的条件为[1]（ =0.8）：
          （3-1）                          （3-2）
式中：G-汽车重力；
-前制动器制动力；
-后制动器制动力；
-质心到前轴的距离；
-质心到后轴的距离；


得：  =7788.2N          =3556.3N
一般常用制动器制动力分配系数 来表示分配比例
  
空载条件：     

前、后制动器制动力分配的比例影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定 值首先就要选取同步附着系数 。一般来说，我们总是希望前轮先抱死（ ）。根据有关文献推荐以及我国道路条件，车速不高，所以本车型选取 。
为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，ECE的制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在0.15 q 0.8，其他汽车在0.15 q 0.3的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.15   0.8的范围内，必须满足q
3.3 制动器最大制动力矩确定
应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。
最大制动力矩是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力成正比。计算公式如下      
                                           （3-3）
                                           （3-4）
式中   ——该车所能遇到的最大附着系数0.8；
q——制动强度  （ ）
——车轮有效半径。



3.4 制动器的主要参数选择
在有关的整车总布置参数和制动器的结构形式确定以后，就可以参考已有的同类型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。
3.4.1 鼓式制动器的主要参数选择
3.4.1.1 制动鼓直径D
    当输出力一定时，制动鼓的直径越大，制动力矩也越大，散热性能也越好。但止境的尺寸受到轮辋内径的限制，而且直径的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般不小于20～30mm,以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸及渴求得制动鼓直径的尺寸。另外，制动鼓直径与轮辋直径之比为 根据QC/T309-1999《制动鼓工作及制动蹄片宽度尺寸系列》取D=300mm    R=150mm
3.4.1.2 摩擦衬片宽度b和包角
摩擦衬片的包角可在900～1200范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角在900～1200时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小包角虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角一般不宜大于1200，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作永不平顺，甚至可能发生自锁。
摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减小磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使单位压力不超过2.5 M 的条件来选择衬片宽度的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择宽度值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器总的摩擦衬片面积随汽车总质量的增大而增大。而单个摩擦衬片的面积又决定与制动鼓的半径，衬片宽度及包角。即[1]
                                   （3-5）                                                      
式中，包角以弧度为单位，当面积、包角、半径确定后，由上式可以初选衬片宽度的尺寸。
    制动器各蹄摩擦衬片总面积越大，制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。
a、参考同类汽车选取，一般b/D=0.16～0.26,取0.25，故b=75mm
b、取包角
                  =150×100180 π×75 = 19625mm2
c、摩擦衬片起始角 ，一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令：
有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。
3.4.1.3 制动器中心到张开力P作用线和距离e
在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。初步设计可取e=0.8R ，故e=120mm。
3.4.1.4 制动蹄支承销连线到制动器中心值a
    a值越大则制动效果越好，初步设计取a=0.8R ， a和e相同
3.4.1.5 制动蹄支销中心的坐标位置是k 与 c  
制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 是应尽可能地小,以不使两制动蹄端毛面相碰擦为准，使尺寸 c 尽可能地大，设计可定c=0.8R =120 mm, k=25mm。
3.4.1.6 摩擦片摩擦系数
    选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单独地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5之间，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的摩擦片材料温度低于250度时，保持摩擦系数在0 .3～0.4已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取0.3可使计算结果接近世纪。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。
3.4.2 盘式制动器的主要参数选择
3.4.2.1 制动盘直径D
制动盘直径D应尽量取大些，这样，制动盘的有效半径增大，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。通常D=0.70～0.79 ，本车总质量不大于2吨，取上限，即D=0.75 =285.6mm
3.4.2.2 制动盘厚度h
制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，厚度不宜太大，为了减少温升，厚度又不宜过小。因此，参考同类型车，取为25mm,通风式，增大散热。
3.4.2.3 摩擦衬块外半径 和内半径
参考同类车型，选取摩擦衬块的内外半径分别为： ，  
3.4.2.4 制动衬块工作面积A
在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6～3.5kg/ , 此处取为2kg/cm2，可得A =1447kg÷2kg/cm2 ＝ 723.5cm2

4  制动器的设计与计算
4.1 制动器摩擦面的压力分布规律
从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大的影响。掌握制动蹄表面的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：
   （1）制动蹄、鼓为绝对刚性；
   （2）在外力作用下，便行仅发生在摩擦衬片上；
   （3）压力与变形符合胡克定律。
    对于绕支承销转动的制动蹄，制动蹄片上的压力符合正弦分布。
4.2 单个制动器制动力矩计算
4.2.1 鼓式制动器制动力矩计算
4.2.1.1 制动蹄的效能因数
制动器效能因数，表示制动器的效能，其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构形式的制动器的效能[1]
领蹄： = =1.077
从蹄： = =0.519
则  BF= + =1.596
4.2.1.2 同一制动器各蹄产生的制动力矩
在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系，其计算公式如下[1]
对于领蹄：                     （4-1）
                                   （4-2）
其中：            为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。

        
      
4.2.2 盘式制动器制动力矩计算
     
现假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，

则盘式制动器的制动力矩计算公式为[2]
                                (4-3)
其中：其中：单个制动器的制动力矩 =1222.6
        -----摩擦系数
        -----单侧制动块对制动盘的压紧力
        R------作用半径  （摩擦衬块的作用半径R= ）

4.3 应急制动和驻车制动的制动力矩计算
4.3.1 应急制动
应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为[1]

此时所需的后桥制动力矩为[1]
=4782.2 0.3=1434.7
式中， --汽车满载总质量与重力加速度的乘积
      L--轴距
       --汽车质心到前轴的距离
       --汽车质心高度
       --路面对后桥的法向反力
       --附着系数
       --车轮有效半径
4.3.2 驻车制动
通过受力分析，可以得出汽车在上、下坡停驻时的后桥附着力分别为[1]
    上坡                                    (4-4)
下坡                                    (4-5)
汽车停驻的最大坡度 可根据后轴上的附着力与制动力相等求得[1]：
满载：上坡   
      下坡   
空载：上坡   
      下坡   
满载时，上下坡后桥附着力为
上坡     
下坡     
空载时，上下坡后桥附着力分别为
上坡     
下坡     
4.4 制动衬片的耐磨性计算
摩擦衬片（块）的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此，在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
    汽车的制动过程是将其机械能的一部分转变为热能耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动能的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器的温度升高，此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，摩擦衬片（块）的磨损越严重。
制动器的能量负荷以其比能量耗散率作为评价指标。它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能连。单位为 。
4.4.1 双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为[1]
前轮                                             (4-6)
    后轮                                         (4-7)
式中， ---汽车总质量；
       ---汽车回转质量转换系数；
、 ---制动初速度和减速度；
J---制动减速度；
t---制动时间；
、 ---前后制动衬片（块）的摩擦面积；
---制动力分配系数
双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为：
    前轮                                              (4-8)
    后轮                                          (4-9)
在紧急制动到停车的情况下， =0，并可认为 =1，对于乘用车，制动速度 ，故
         
         
    据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8w/ 为宜，盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0 , 计算时取减速度j=0.6g。
4.4.2 比摩擦力
磨损特性指标也可用衬片（块）的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量[1]。 越大，则磨损越严重。
前轮                                                     (4-10)
后轮                                                    (4-11)
式中， ---单个制动器的制动力矩；
　　　　　R---制动鼓半径（或衬块平均半径 ）；
　　　　　A---单个制动器的衬片（块）摩擦面积
    前轮
    后轮





5 液压制动驱动机构的设计计算
制动驱动机构用于将驾驶员或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制动力矩。
5.1 制动驱动机构的形式
    制动驱动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。通过对各种驱动机构不同形式优缺点的比较，本设计采用真空助力的伺服驱动机构。
    伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可由人力驱动液压系统产生一定的制动力。因此，在1.6L以上的乘用车到各种商用车。都广泛采用伺服制动。
真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度（负压，一般可达0.05～0.07M ）作动力源。
按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。
助力式伺服制动系如图2-1所示，伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵，因此又称为直动式伺服制动系。司机通过踏板直接控制伺服动力的大小，并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称为真空助力器。
5.2 分路系统
   为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多个互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路进行制动。
   双轴汽车的双回路制动系统有II型、X型、HI型、LL型和HH型。其中，II型回路的布置较为简单，可与传统的单轮缸（或单制动气室）鼓式制动器配合使用，成本较低。目前在各类汽车上应用广泛。
X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时车轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。所以，具有这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。
HI、HH、LL型结构都比较复杂。所以本设计经过对比，采用II型回路。
5.3 液压制动驱动机构的设计计算
为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。
5.3.1 制动轮缸直径d的确定
制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关系为
                       d=                                (5-1)
其中： —
           p—制动管路压力；对盘式制动器取15M ，鼓式取10M
制动管路液压在制动时一般不超过10～12 M ，对盘式制动器可再取高些。压力越高，轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。
轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm.
得：前轮缸直径 ，根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为39mm;
后轮缸直径d2=14.9，取为19mm
5.3.2 制动主缸直径 的确定
第i个轮缸的工作容积为
                                        (5-2)
其中： —第i个轮缸活塞的直径
          n—轮缸中的活塞数目
           —第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0～2.5mm.
盘式：d = 39mm ，n=1，得V1 = π4 ×2 ×392=2267.08mm3
鼓式：d = 19mm ,n=1, 得V2= π4 ×192×4=1133.54 mm3
全部轮缸的总工作容积: V = V1 + V2 = 2267.08 + 1134.54 =3400.62mm3
所有轮缸的工作容积为 ，式中m为轮缸数目。对于乘用车，v0=1.1v在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为;V0=1.1V=3740.68
主缸活塞行程 和活塞直径 为
                               （5-3）
一般 =0.8～1.2 ，本设计取
得： ，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：19，22，26，28，32，35，38, 40, 45[9]
根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取为19mm.
5.3.3 制动踏板力
制动踏板力 为
                            （5-4）
    式中， —踏板机构的传动比
           —踏板机构的机械效率，可取 =0.82～0.86，设计中取为0.86
    制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时制动踏板力可在200～350N的范围内选取。设计时取250N。
    在设计中，取 =3.8， =0.86，p=10M ;  =867.4N  
    真空助力必为3.5
5.3.4 制动踏板工作行程
= （ ）                          （5-5）
    式中， --主缸中活塞与推杆的间隙一般取 =1.5～2.0mm
           --主缸活塞的空行程
在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形和热变形以及用于制动驱动系统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的全行程（至于地面相碰的行程）应大于正常工作行程的40%～60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。
为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧的计算中，应保证在踏板放开后，制动管路中仍能保持0.05～0.14 M 的残余液压。
最大踏板行程，对乘用车不应大于100—150mm,所以在设计中取为120mm.
5.3.5 制动主缸
    在设计制动主缸时应该考虑要否补偿孔和在放开制动踏板时主缸活塞原始位置的定位以及在制动管路中是否必须有或不准有残余压力。
在前盘式后鼓式的双回路制动系统中，由于盘式制动器制动块与制动盘之间的间隙较小且其油缸活塞的回位仅靠橡胶密封圈的弹力而无强力的回位弹簧，所以盘式制动器开始起制动作用与制动回路中压力开始升高几乎是同时发生的，因此，通往盘式制动器的管路应与双腔制动主缸装有较弱回位弹簧的那一工作腔相接。由于同样原因，在解除制动时，在通往盘式制动器的管路中不允许有残余液压，而通往鼓式制动器的管路在放开制动踏板时必须保有残余压力，为此在与其相通的制动主缸工作腔的出口应装上止回阀。
    制动主缸由灰铸铁制造，也可采用低碳钢冷挤成形；活塞可由灰铸铁、铝合金或中碳钢制造
5.4 真空助力器的设计计算
5.4.1 真空助力器
如图5-1所示： 在发动机工作时，真空单向阀（3）被吸开后，加力器室左、右两腔产生相等的真空度。刚踩下制动踏板时，膜片座尚未运动，踏板力经踏板本身的杠杆作用放大后，传到操纵杆（8），使压缩空气阀座弹簧连同空气阀座一起左移，推动制动主缸推杆（1），使制动主缸内的制动液具有一定压力流入制动轮缸。在此过程中，阀门在弹簧的作用下随同空气阀座也左移，待与膜片座上的真空阀座接触时，真空阀即关闭。这时加力气室左、右腔隔绝。推杆（8）继续前移，使空气阀座离开阀门，即空气阀开启。于是，外界空气即经滤芯、

1-推杆；2-回位弹簧；3-单向阀；4-活塞；5-膜片；6-空气过滤器；
7-通大气孔；8-操纵杆；9-柱塞；10-推盘；11-放气孔；A，B-气室
图5-1   真空助力器结构图
控制阀和通道B充入加力气室右腔。加力气室左、右两腔形成压力差，该压力差的作用力除小部分用以克服回位弹簧（2）的张力外，大部分经膜片座传到制动主缸推杆（1）上。
    在踩制动踏板的过程中，空气经开启的空气阀不断进入加力气室的右腔，膜片座不断左移。当制动踏板停留在某一位置时，膜片座左移到使空气阀关闭时为止就不再移动。这时真空阀和空气阀都关闭，膜片左、右气压处于平衡状态。
    放开制动踏板，弹簧立即将操纵杆（8）和空气阀座拉向右边，使阀门离开真空阀座，于是又回到不工作时的状态。
   参考同类型车，选取参数，真空助力器的有效直径为210mm,助力比为3.5。
5.5 制动器的主要结构元件
5.5.1 制动鼓
制动鼓应有足够的强度，刚度和热容量，与摩擦衬片的材料相配合，又应当有较高的摩擦因数。
制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁制造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓的壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取，对乘用车，制动鼓壁厚取为7～12mm，设计中为10mm.
5.5.2 制动蹄
乘用车和总质量较小的商用车的制动蹄，广泛采用T形钢碾压或用钢板焊接制成；总质量较小的汽车的钢板制成的制动蹄腹板上往往开一条或两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，其目的是使衬片磨损较为均匀，并减小制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，乘用车为3～5mm.本设计取4mm
制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的刚度较大，缺点是工艺复杂，且不易更换衬片。铆接的优点是噪声小。设计中选用铆接衬片。
5.5.3 摩擦衬（片）块
摩擦衬（片）块的材料应满足如下要求：
（1）具有一定的稳定的摩擦因数。
（2）具有良好的耐磨性。
（3）要用尽可能小的压缩率和膨胀率。
（4）制动时不易产生噪声，对环境无污染。
（5）应采用对人体无害的摩擦材料。
（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。
（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定范围。
由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为没有石棉粉尘公害，近年来得到广泛应用。
5.5.4 制动底板
制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。
5.5.5 支承
二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH370-12）或球墨铸铁（QT400-18）件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。
具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。
5.5.6 制动轮缸
是液压制动系统采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体有灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外段压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。
5.5.7 制动盘
制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却条件，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度加大。
制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm.
5.5.8 制动钳
制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用合金制造的，可作成整体的，也可作成两办并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的刚度和强度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸嵌入钳体的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳由铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动背块的接触面积，有时也可采用非金属活塞。
5.5.9 制动块
制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接嵌压在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形。活塞应能压住尽可能多的衬块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板有钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便即使更换摩擦衬片。
5.6 自动间隙调整机构
制动鼓（盘）与摩擦衬片（块）之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓（盘）能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.1～0.5mm，盘式制动器的为0.1～0.3mm，此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中的摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此，制动器在冷却条件下的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片（块）的磨损而加大，因此，制动器必须设有间隙调整机构。
关于支承销式鼓式制动器的间隙调整为：
可采用不同方法及其相应机构调节制动鼓与摩擦衬片之间的间隙。
第一种方法：借助于装在制动底板上的调整凸轮和偏心支承销用手调节制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。
第二种方法：借助于自动调整装置使制动蹄定位于间隙量所要求的原始位置。
采用这类间隙自动调整装置，不需人去精细调整，只需进行一次完全制动即可自动调整到设计的间隙，且在行车过程中可随时补偿过量间隙。但是过量间隙的产生并非全由衬片或衬块磨损所致，也会由于制动器元件的变形尤其是热膨胀造成。由于一次调准式的对后一部分的间隙也随时进行补偿，因而往往导致调整过量，使冷却状态下的间隙过小。因鼓式制动器的热变形导致的过量间隙远较盘式的为大，故在采用一次调准式的自动装置时只得加大设定间隙量以留出足够的热膨胀量，这就加大了踏板的行程损失。因此，当前的鼓式制动器已很少采用一次调准式而多采用阶跃式的自动调整装置。





6 结束语
本论文是关于紧凑型轿车底盘制动系统的设计，包括制动能源的选择，制动管路的布置，制动器形式的选择，双回路布置形式的选择，驱动机构的选择，以及对制动系统设计所要求的主要参数的选取，除了在设计中对制动系统的基础部件的设计计算外，还参考了一些知名汽车杂志及期刊，如SAE等，对当今汽车发展的现状有了初步的了解，在本次的设计中也考虑采用一些更为先进的机构来增强制动的效果。单本文设计研究的重点是对制动系统基本组成部分的设计计算，所以对先进的制动系统机构只是参考同类型车，直接选用，而不进行具体的计算。
   在本论文的设计计算过程中，参考查阅了很多相关的书籍，以使整个系统的设计更具可行性。设计的目的在于最终能投入实践，因此，在整个的设计过程中，由于参数的选取存在误差，使得整个设计得出的零、部件尺寸与实际相差很大。经过多次改动，重复计算，对制动效能的校核，最终得出于实际比较接近的设计方案。
    汽车问世百余年来，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已经对世界经济发展和人类进入现代生活产生了无法估量的影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的贡献。本文着重研究了制动系统，由于受知识范围的局限，对整个系统的设计只是对传统方案的一次计算，并无任何创新的观点。设计者本人的知识也仅局限于制动系统，至于本系统与汽车其他系统的具体联系则知之甚少。
   在整个的设计过程中，与其他五位同学合作完成了整部车的设计，这次设计是对自己知识的一次大总结，觉得收益匪浅。由于本人知识的限制，其中难免存在不足之处，希望老师同学给予批评指正。







致谢
经过两个多月的努力,终于完成了CS紧凑型轿车车制动系统的设计与计算.在这次设计中,真正综合运用了大学四年中学到的绝大多数知识，与此同时也发现了自身的很大不足。设计过程中除了自己认真查阅资料,进行计算和设计之外,我的指导老师寇莉莉,给予了我很大的帮助,部分问题都是在徐老师认真负责的指导下才得以解决,我的设计工作才得以顺利进行,在此我表示深切诚挚的谢意．另外,还要感谢与我同组的设计者们,他们也对我设计任务的顺利完成提供了很大的帮助，特此致谢。
参考文献
[1] 王望予.汽车设计（第4版）.机械工业出版社，2005
[2] 刘惟信.汽车设计，清华大学出版社，2001
[3] 余志生.汽车理论（第3版）.机械工业出版社，2000
[4]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册.人民交通出版社，2001
[5] 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.清华大学出版社，2004
[6] 陈家瑞.汽车构造.机械工业出版社，2005
[7] 机械设计手册编辑委员会编辑 机械设计手册新版.机械工业出版社，2003
[8] 方泳龙.汽车制动理论与设计.国防工业出版社,2005
[9] 司增利.汽车防滑控制系统-ABS与ASR.人民交通出版社,1996
[10] 程军.汽车防抱死制动系统的理论与实践.北京理工大学出版社,1999
[11] 陈立中.轿车制动器对摩擦材料的要求.吉林工业大学学报,1994(3)
[12] (德) Czarnoeski.关于无石棉摩擦片的制造问题.方梁译.吉林工业大学学报,1994(3)
[13] 杨维和.汽车制动真空助力器的工作原理与性能计算.汽车技术,1991(10)

Alen579

详细的制动器设计步骤

fengwushu220

这才是广大制动器设计初学者的福音啊

lj1993qf

谢谢，楼主好人

lj1993qf

谢谢，楼主好人
，，楼主加油！

lj1993qf

谢谢楼主，很有用~

200800

挺不错，有用