汽車制動系統(tǒng)設計說明書

-PAGE17設計專用紙PAGEPagePAGE17 目錄1、汽車制動系統(tǒng)概述及設計要求 41.1概述 41.1.1制動系統(tǒng)的組成 41.1.2制動系統(tǒng)的類型 41.2設計制動系統(tǒng)時應滿足的要求 52、整車性能參數(shù): 63、制動器形式的選擇 64、鼓式與盤式制動器主要參數(shù)的確定 84.1制動鼓內(nèi)徑D 84.2摩擦襯片寬度b和包角β 84.3摩擦襯片起始角0 94.4制動器中心到張開力作用線的距離 104.5制動蹄支撐點位置坐標a和c 104.6摩擦片摩擦系數(shù) 104.7制動盤直徑D 104.8制動盤的厚度h 114.9摩擦襯塊內(nèi)外半徑的確定 114.10制動襯塊工作面積A 115、鼓式制動器主要零部件的設計 125.1制動蹄 125.2制動鼓 125.3摩擦襯片 135.4摩擦材料 145.5蹄與鼓之間的間隙自動調(diào)整裝置 145.6制動支承裝置 165.7制動輪缸 165.8張開機構(gòu) 166、盤式制動器主要零部件設計計算 176.1滑動鉗體 176.2固定支架 176.3制動盤 176.4制動塊 176.5同步附著系數(shù)的確定 196.6地面對前、后輪的法向反作用力 196.7制動力分配系數(shù)的確定 206.8前、后制動器制動力矩的確定 206.9應急制動和駐車制動所需的制動力矩 216.9.1應急制動 216.9.2駐車制動 226.9.3襯片磨損特性的計算 237、制動驅(qū)動機構(gòu)的設計與計算 257.1制動驅(qū)動機構(gòu)的形式 257.2分路系統(tǒng) 267.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 287.3.1制動輪缸直徑的確定 287.3.2制動主缸直徑的確定 297.3.3制動踏板力和制動踏板工作行程 307.3.4真空助力器的設計計算 318、制動性能分析 318.1制動性能評價指標 318.2制動效能 318.3制動效能的恒定性 328.4制動時汽車的方向穩(wěn)定性 328.5制動器制動力分配曲線分析 328.6制動減速度和制動距離S 34參考文獻 351、汽車制動系統(tǒng)概述及設計要求1.1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統(tǒng)。制動系統(tǒng)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停駐在坡道上。1.1.1制動系統(tǒng)的組成制動系統(tǒng)一般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。1.1.2制動系統(tǒng)的類型按制動系統(tǒng)的功用分類：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。輔助制動系——在汽車長下坡時用以穩(wěn)定車速的一套裝置。按制動系統(tǒng)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。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，制動系統(tǒng)又可分為機械式、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統(tǒng)可稱為組合式制動系統(tǒng)。1.2設計制動系統(tǒng)時應滿足的要求設計制動系統(tǒng)時應滿足如下主要要求：1)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項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。2)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，其中一套管路失效時，另一套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(gòu)應各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱。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)制動時制動系統(tǒng)產(chǎn)生的噪音盡可能小，同時力求減少散發(fā)對人體有害的石棉纖維等物質(zhì)，以減少公害。8)作用滯后性應盡可能好。作用滯后性是指制動反應時間，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。9)摩擦片應有足夠的使用壽命。10)保證摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整間隙工作容易，最好設置自動調(diào)整間隙機構(gòu)。11)當制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系統(tǒng)應有音響火光信號等報警提示。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。2、整車性能參數(shù):表2-1、空載編號名稱符號數(shù)值單位1質(zhì)量G0770.00kg2質(zhì)心高hg0576.00mm3軸距L2140.00mm4質(zhì)心至前軸的距離A0967.00mm5質(zhì)心至后軸的距離B01173.00mm6前軸負荷G01422.00kg7后軸負荷G02348.00kg表2-2、滿載編號名稱符號數(shù)值單位1質(zhì)量Ga1387.00kg2質(zhì)心高hg586.00mm3軸距L2140.00mm4質(zhì)心至前軸的距離A1300.00mm5質(zhì)心至后軸的距離B840.00mm6前軸負荷G1544.00kg7后軸負荷G2843.00kg分析以上數(shù)據(jù)選擇輪胎型號為輪胎型號165/70R13H，則可得到車輪的滾動半徑為280.6mm。3、制動器形式的選擇1、制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副的結(jié)構(gòu)形式不同，可分為鼓式，盤式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結(jié)構(gòu)形式有多種。鼓式制動器有：領從蹄式、單向雙領從蹄式、雙向雙領從蹄式，雙從蹄式、單向增力式和雙向增力式。盤式制動器有：全盤式制動器、鉗盤式制動器（固定鉗式、浮動鉗式）2、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(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于設置駐車制動機構(gòu)，故這種結(jié)構(gòu)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。所以后輪選用領從蹄式制動器。3、與鼓式制動器相比，盤式制動器有如下優(yōu)點：1）熱穩(wěn)定性好。原因是一般無自行增力作用。襯片摩擦表面壓力分布比鼓式更均勻。此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與制動蹄中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退。制動盤的軸向膨脹量極小，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片對盤的擦拭作用，出水后只需經(jīng)一二次制動即能恢復正常。鼓式制動器則需經(jīng)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(gòu)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(zhì)量小，散熱良好。6）壓力在制動襯塊上分布比較均勻，故襯片上磨損也均勻。7）更換制動塊簡單容易。8）襯片與制動盤之間的間隙?。ǎ瑥亩s短了制動協(xié)調(diào)時間。9）易實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。盤式制動器的主要缺點是：1)難以實現(xiàn)完全防塵和銹蝕（封閉的多片式全盤式制動器除外）。2)兼作駐車制動器時，所需附加的手驅(qū)動機構(gòu)比較復雜。3)在制動驅(qū)動機構(gòu)中必須裝用助力器。4）因為襯片工作面積小，所以磨損快，壽命低，需用高材質(zhì)的襯塊。盤式制動器在乘用車前輪上得到廣泛應用。而浮動鉗式制動器的優(yōu)點有：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；沒有跨越制動噢案的油道或油管，加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性?。怀杀镜?；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。因此，從結(jié)構(gòu)，散熱，技術(shù)，成本等多方面考慮，本設計前輪制動器決定采用浮鉗盤式制動器。即該設計前輪制動器決定采用浮鉗盤式制動器，后輪選用領從蹄式制動器，是為前盤后鼓。4、鼓式與盤式制動器主要參數(shù)的確定4.1制動鼓內(nèi)徑D制動鼓與輪輞之間應保持足夠間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比D/Dr的范圍如下：乘用車0.64~0.74商用車0.70~0.83輪輞直徑13英寸，即：Dr=13×25.4=330.2mm故，D=211.33—244.35查看專業(yè)標準QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》取D=220mm4.2摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸過小，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸過大，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。這兩個參數(shù)加上已初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積,即mm(4-1)式中：—制動鼓內(nèi)徑（mm）—制動蹄摩擦襯片寬度(mm)—分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（°）摩擦襯片的包角通常在范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損，包角不宜大于120°，因為過大不僅不利于散熱，而且易使只動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。取=90°摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，減小磨損，但b的尺寸過大則不易保證與制動鼓全面接觸，通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MP的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，（如表5-2所示）。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動鼓半徑R，襯片寬度b及包角，即：（4-2）式中,是以弧度為單位，當A，R，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。表4-1、制動器襯片摩擦面積汽車類型汽車總質(zhì)量m/t單個制動器總的襯片摩擦面積/mm轎車0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客車與貨車1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多為150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)制動鼓各制動蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。根據(jù)表1初選A=150cm2制動蹄摩擦襯片寬度根據(jù)QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》可取90mm。校核A=Rb=110×1.57×90=155.43≈155cm24.3摩擦襯片起始角0通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。0=90-/2=45°(4-3)4.4制動器中心到張開力作用線的距離在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高起制動效能，初步設計時可暫取左右。e=0.8×110=88≈90mm4.5制動蹄支撐點位置坐標a和c應在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使盡可能大而盡可能小。初步設計可取=0.8R左右。e=0.8×110=88≈90mm，取為40mm4.6摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(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的要求，后者對蹄式制動器非常重要。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在設計制動器時，并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.4可使計算結(jié)果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時,應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。在本設計中選取=0.35。4.7制動盤直徑D制動盤直徑D應盡可能取大些。這時制動盤的有效半徑得到增加，可以見效制動鉗的加緊力，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。總質(zhì)量大于2t的汽車取上限。輪輞半徑為13英寸，輪輞半徑為：則D的取值范圍為。查得國內(nèi)相關汽車前輪盤式制動器參數(shù)，參考類似車型，可取D=248mm。4.8制動盤的厚度h制動盤厚度h對制動盤質(zhì)量和工作時的溫升有影響。為使質(zhì)量小些，制動盤厚度不宜取的很大；為減小溫升，制動盤厚度又不宜取的過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風需要在制動盤中間鑄出通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為；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，但多采用。這里選用實心式制動盤，取12mm。4.9摩擦襯塊內(nèi)外半徑的確定推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若比值偏大，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，最終將導致制動力矩變化大。取外半徑=120mm，內(nèi)半徑=80mm。4.10制動襯塊工作面積A推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg/～3.5kg/內(nèi)選取。得。參考國內(nèi)同類型車輛，可取A=。5、鼓式制動器主要零部件的設計5.1制動蹄乘用車和總質(zhì)量較小商用車的制動蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓—焊接制成；總質(zhì)量較大商用車的制動蹄則多用鑄鐵，鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一，兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的解除壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形，山字形幾種。本設計中制動蹄采用T形型鋼鋼板沖壓焊接制成。為了提高效率，增加制動蹄的使用壽命和減小磨損，在總質(zhì)量較大的商用車的鑄造制動蹄靠近張開凸輪一端，設有滾輪或鑲裝有支持張開凸輪的墊片。制動蹄腹板和翼緣的厚度，乘用車的約為mm；商用車的約為mm。摩擦襯片的厚度，乘用車的多為mm；商用車的多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲小。制動蹄腹板及翼緣厚度為4mm,摩擦襯片厚度為5mm襯片鉚接在制動蹄上。5.2制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。制動鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵鑄造，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有加強肋，用來加強剛度和散熱效果（圖5-1a）。制動鼓鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但實驗表明，壁厚由增至20mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：乘用車為7-12mm；中，商用車為組合式制動鼓的圓柱部分可以用鑄鐵鑄出，腹板部分用鋼板沖壓成形（圖5-1b）；也可以在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)，鑲裝用離心澆鑄的合金鑄鐵組合構(gòu)成制動鼓（圖5-1c）；或主體用鋁合金鑄成，內(nèi)鑲一層珠光體組成的灰鑄鐵作為工作表面（圖5-本車采用鑄造式制動鼓，壁厚為9圖5-1、制動鼓的結(jié)構(gòu)形式5.3摩擦襯片摩擦襯片的的材料應該滿足如下要求：（1）具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)。在溫度、壓力升高和工作速度發(fā)生變化時，摩擦因數(shù)的變化應盡可能小。（2）具有良好的耐磨性。不僅摩擦襯片應有足夠的使用壽命，而且對偶摩擦副的磨耗也要求盡可能小。通常要求制動盤的磨耗不大于襯塊的1/10。（3）要有盡可能小的壓縮率和膨脹率。壓縮變形太大影響制動主缸的排量和踏板行程，降低制動靈敏度。膨脹率過大，摩擦襯塊和制動盤要產(chǎn)生拖磨，尤其是對鼓式制動器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產(chǎn)生咬死現(xiàn)象。（4）制動時不應產(chǎn)生噪聲，對環(huán)境無污染。（5）應采用對人體無害的摩擦材料。（6）有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力。（7）應將摩擦襯塊的導熱率控制在一定得范圍。要求摩擦襯塊在300C加熱板上作用30min后，背板的溫度不超過190以前制動器摩擦襯片使用的是由增強材料（石棉及其他纖維），粘結(jié)劑，摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮傷對偶等優(yōu)點。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數(shù)隨溫度升高而降低，磨耗增高和對環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。由金屬纖維、粘結(jié)劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬磨阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，今年來得到廣泛的應用，故采用此材料。5.4摩擦材料制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。車輪制動器采用廣泛應用的模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。帶式中央制動器采用編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在100C～120C溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)(=0.4以上)，沖擊強度比模壓材料高4～5倍。但耐熱性差，在200C～各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5。設計計算中制動器時摩擦系數(shù)一般選用=0.3—0.4。5.5蹄與鼓之間的間隙自動調(diào)整裝置為了保證制動鼓在不制動時能自由轉(zhuǎn)動，制動鼓與制動襯片之間，必須保持一定間隙。此間隙量應盡可能小，因為制動系的許多工作性能受此間隙影響而變化。使用中因磨損會增大此間隙，過分大的間隙會帶來許多不良的后果：制動器產(chǎn)生制動作用的時間增長；各制動器因磨損不同，間隙也不一樣，結(jié)果導致各制動器產(chǎn)生制動作用的時間不同，即同步制動性能變壞；增加了壓縮空氣或制動液的消耗量，并使制動踏板行程增加。為保證制動鼓與制動襯片之間在使用期間始終有出設定的間隙量，要求采用間隙自動調(diào)整裝置。現(xiàn)在鼓式制動器中采用間隙自動調(diào)整裝置的也日益增多。一般來說，鼓式制動器的設定間隙為0.2mm-0.5mm；盤式制動器的為0.1mm-0.3mm(單側(cè)為設計中，鼓式制動器的設定間隙為0.2mm-0.5mm，取間隙為0.4mm鼓式制動器也有采用波爾舍乘用車的制動器間隙調(diào)整裝置的，摩擦元件可以裝在輪缸中，也可以裝在制動蹄腹板上。采用這類間隙自調(diào)裝置時，制動器安裝在汽車上后不需要人工精細調(diào)整，只需要進行一次完全制動即可調(diào)整到設定間隙，并且在行車過程中隨時補償過量間隙。因此，可將這種自調(diào)裝置稱為一次調(diào)準式。鼓式制動器間隙自動調(diào)整的一般方法：（1）采用輪缸張開裝置可采用不同的方法及其響應機構(gòu)調(diào)節(jié)制動鼓與摩擦襯片間的間隙。1.借助于裝在制動地板上的調(diào)整凸輪和偏心支承銷，用手調(diào)整制動蹄的原始安裝位置以得到所要求的間隙。凸輪工作表面螺旋線的半徑增量和支承銷的偏心量應超過襯片的厚度。2.借助于自動調(diào)整裝置使制動蹄位于間隙量所要求的原始位置。也可在制動輪剛上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整（2）采用凸輪張開裝置采用凸輪張開裝置時，制動器的工作間隙調(diào)整可通過轉(zhuǎn)動凸輪相對于臂的位置來實現(xiàn)，而臂的位置則保持不變。凸輪位置的改變是靠裝在臂上的渦輪蝸桿副來實現(xiàn)的，因此臂又稱為調(diào)整臂（3）采用楔塊張開裝置該結(jié)構(gòu)的制動器工作間隙是借助于調(diào)整套筒，棘爪和調(diào)整螺釘進行自動調(diào)整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齒，而套筒的內(nèi)孔則為螺孔。朝向套筒一側(cè)的棘爪端面則做成與套筒外表面的螺旋棘齒相配的齒槽。如果在制動時柱塞的行程超過棘齒的軸向螺距，則棘爪移動一個齒。當套筒和柱塞返回原始位置時，棘爪和套筒的相互作用便使套筒轉(zhuǎn)動某一角落，從而使調(diào)整螺釘旋出相應的距離?，F(xiàn)在的鼓式制動器多采用所謂階躍式自調(diào)裝置。5.6制動支承裝置二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵（QT400-18）。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。5.7制動輪缸制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。設計中前輪的單向雙領蹄采用液壓驅(qū)動并且制動輪缸采用兩個等直徑的活塞；后輪的領從蹄式鼓式制動器采用液壓驅(qū)動，制動輪缸采用兩個等直徑活塞。5.8張開機構(gòu)設計中采用平衡式的凸輪張開機構(gòu)。凸輪式張開機構(gòu)的凸輪及其軸是由45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經(jīng)高頻淬火處理。凸輪及其軸由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支承，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動地板上，為了提高機構(gòu)的傳動效率，制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由45號剛制造并高頻淬火。6、盤式制動器主要零部件設計計算6.1滑動鉗體滑動鉗體是包括輪缸在內(nèi)的精密件，并且傳遞壓力22.6KN時，鉗體要具有足夠的剛度和強度，還要具有防震的性能。因此采用高強度、高韌度的可鍛造鐵組成，并使懸臂部分的厚度大于15mm，背部留有開口，以便在不拆下制動鉗的情況下能夠檢查或更換制動塊?；瑒鱼Q是靠兩導銷實現(xiàn)徑向定位和軸向滑動的。為減少滑動時的摩擦力，避免對導銷產(chǎn)生附加力矩，必須嚴格保證輪缸中心線與兩導銷軸線的平行度。6.2固定支架固定支架承受和傳遞全部制動力矩，因此必須具有足夠的強度和剛度。所以選用高強度的可鍛鑄鐵KTZ550－04（GB9440-88鑄成，并保證其壁厚不小于10mm，必要時使用加強筋）。與浮動鉗一樣必須保證兩導銷螺孔軸線的平行度及相對于輪缸軸線的對稱度公差，及導軌平面度公差及合適的粗糙度，以保證滑動鉗能順利運動而不發(fā)生任何干涉現(xiàn)象。6.3制動盤制動盤的大小受輪輞提供空間的限制，其凸緣大小還要受輪轂的影響，其尺寸見設計圖紙。根據(jù)其受力情況可知其對強度要求不高，選用珠光體灰鑄鐵。制動盤選用通風散熱。制動盤工作表面應光滑平整，兩側(cè)表面不平度不應大于，擺差不大于0.1mm，否則將發(fā)生制動塊頂撞活塞，導致制動踏板振動，踏板的行程亦會隨之增加。6.4制動塊制動塊是制動襯塊和背板采用粘合劑粘合在一起而成的，摩擦襯塊直接影響制動器性能，因此對其有嚴格要求。1具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，熱衰退緩和，不能溫度開到某一數(shù)值后，摩擦系數(shù)突降；2耐磨性好；3有較高的耐擠壓強度和沖擊強度；4對水、油的親合性差；5制動時無噪音聲和臭氣，減少污染。根據(jù)以上要求，選用粉末冶金材料FM-202G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（6-1）式中，為摩擦因數(shù)；為單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；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〉扔谄骄霃交蛴行О霃?，在實際中已經(jīng)足夠精確。圖6-1盤式制動器圖6-2鉗盤式制動器的作的計算用圖用半徑計算參考圖如圖6-1，圖6-2，平均半徑為（6-2）式中，和為摩擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑。應當指出，若過小，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。R1/R2=80/120=0.667制動盤工作面的加工精度應達到下述要求：平面度公差為，表面粗糙度為值為，兩摩擦表面的平行度不應大于，制動盤的端面圓跳動不應大于。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。6.5同步附著系數(shù)的確定(1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力；(2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；(3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。根據(jù)相關資料查出轎車，故取=0.756.6地面對前、后輪的法向反作用力若在不同附著系數(shù)的路面上，前、后輪同時抱死（不論是同時抱死或分別先后抱死），此時或。地面作用于前、后輪的法向反作用力為（6-3）（6-4）前后輪同時抱死制動時地面對前、后輪法向反作用力的變化如表6-1所示表6-1、前后輪同時抱死地面對前、后輪法向反作用力的變化φ05336825739%61%058%0.26080751345%55%0.36452714147%53%0.46824676950%50%0.57197639653%47%0.67569602456%44%0.77941565258%42%0.88313528061%39%0.98686490764%36%1.09058453567%33%6.7制動力分配系數(shù)的確定根據(jù)公式：（6-5）得到：6.8前、后制動器制動力矩的確定為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量完全被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，也與前后輪制動力矩的比值相同。得：（6-6）式中，為前、后輪制動器的制動力矩。然后，根據(jù)汽車滿載在瀝青、混泥土路面上緊急制動到前輪抱死脫滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩；再根據(jù)前面已經(jīng)確定的前、后輪制動力矩的比值，計算出后輪制動器的最大制動力矩。（6-7）式中，為制動強度，為車輪有效半徑。（6-8）6.9應急制動和駐車制動所需的制動力矩6.9.1應急制動應急制動時，后輪一般將抱死滑移，故后橋制動力為：（6-9）此時所需的后橋制動力矩為：式中，為汽車滿載總質(zhì)量與重力加速度的乘積；為軸距；汽車質(zhì)心到前鈾的距離；汽車質(zhì)心高度；路面對后橋的法向反力；——附著系數(shù)；車輪有效半徑。如用后輪制動器作為應急制動器，則單個后輪制動器應急制動力矩為。6.9.2駐車制動如圖6-3表示汽車在上坡路上停駐的受力情況。由此不難得出停駐的后橋附著力為：圖6-3、汽車在上坡路上停駐時的受力情況（6-10）汽車在下坡停駐時，后橋附著力為：（6-11）汽車可能停駐的極限上坡路傾角，可根據(jù)后橋上的附著力與制動力矩相等的條件求得，由汽車可能停駐的極限上坡路傾角，可根據(jù)后橋上的附著力與制動力矩相等的條件求得，即由（6-12）得到（6-13）式中，是保證汽車上坡行駛的縱向穩(wěn)定性的極限坡路傾角。本車代入數(shù)據(jù)得 同理可推出汽車可能停駐的極限下坡路傾角為同一（6-14）得駐車制動器在安裝制動器的空間，制動驅(qū)動力源等條件允許的范圍內(nèi)，應力求后橋上上駐車制動力矩接近由所確定的極限值（因），并保證下坡路上能停駐的坡度不小于16%～20%的規(guī)定值。6.9.3襯片磨損特性的計算摩擦襯片（襯塊）的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動盤（制動鼓）的材質(zhì)及加工情況，以及襯片（襯塊）本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損特性極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能（動能和勢能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片（襯塊）的磨損越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器襯片大許多，所以制動盤表面溫度比制動鼓的高。各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片（襯塊）的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即單位時間內(nèi)襯片（襯塊）單位面積耗散的能量，通常所用的計算單位為。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為（6-15）（6-16）（6-17）式中，為汽車總質(zhì)量；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量系數(shù)；為制動初速度和終速度（m/s）；為制動減速度(m/s2)；為制動時間（s）；、為前、后制動器襯片（襯塊）的摩擦面積（）；為制動力分配系數(shù)。在緊急制動到停車的情況下，,并可認為，故據(jù)有關文獻推薦，乘用車的盤式制動器在，的條件下，比能量耗散率應不大于6.0W/mm。比能量過高不僅引起襯片（襯塊）的加速磨損，且有可能使制動盤或制動鼓更早發(fā)生龜裂。本設計采用的是前盤后鼓，所以僅計算前輪襯塊的摩擦特性。另一個磨損特性指標是襯片（襯塊）單位摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力。比摩擦力越大，則磨損越嚴重。單個車輪制動器的比摩擦力為（6-18）式中，為單個鼓式制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑（襯塊平均半徑或有效半徑）；A為單個制動器的襯片（襯塊）摩擦面積。7、制動驅(qū)動機構(gòu)的設計與計算7.1制動驅(qū)動機構(gòu)的形式制動驅(qū)動機構(gòu)將來自駕駛員或其他方面的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構(gòu)一般可分為簡單制動，動力制動和伺服制動三大類。簡單制動但靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，亦稱人力制動。其中，又有機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前，后制動力的正確比例和左，右輪制動力的平衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結(jié)構(gòu)簡單，成本低，工作可靠，還廣泛應用于中，小型汽車的駐車制動裝置中。液壓式簡單制動用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短（）；工作壓力高（可達），因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內(nèi)部，直接作為制動蹄的張開機構(gòu)（或制動塊的壓緊機構(gòu)），而不需要制動臂等傳動件，使之結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量小；機械效率高（液壓系統(tǒng)有自潤滑作用）。液壓制動的主要缺點是：受熱過度后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系統(tǒng)的效能降低，甚至完全失效。液壓制動廣泛應用在乘用車和總質(zhì)量不大的商用車上。動力制動即利用由發(fā)動機的動力轉(zhuǎn)化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力量。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而使踏板力較小，同時又有適當?shù)奶ぐ逍谐獭鈮褐苿邮菓米疃嗟膭恿χ苿又?。主要?yōu)點：操縱輕便，工作可靠，不易出故障，維護保養(yǎng)方便；其氣源除供制動用外，還可以供其他裝置使用。缺點：必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結(jié)構(gòu)復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和測撤除都較慢；管路工作壓力低；制動氣室排氣時有很大的噪音。氣壓制動在總質(zhì)量8t以上的商用車上得到廣泛的使用。伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生；在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)，以產(chǎn)生一定程度的制動力。排量1.6L以上的乘用車到各種商用車，都廣泛采用伺服制動。按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液體伺服制動三類。這里不多做介紹7.2分路系統(tǒng)為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的互相獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的五種分路形式：一軸對一軸（II）型，如圖a所示，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路。圖aII型分路交叉（X）型，如圖b所示，前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對側(cè)車輪制動器同屬一個回路。圖bX型分路一軸對半軸（HI）型，如圖c所示，兩側(cè)前制動器的半數(shù)輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬于另一個回路。圖cHI型分路4）半軸一輪對半軸一輪（LL）型，如圖d所示，兩個回路分別對兩側(cè)前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器起作用。圖dLL型分路5）雙半軸對雙半軸（HH）型，如圖e所示，每個回路均只對每個前、后制動器的半數(shù)輪缸起作用。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。圖eHH型分路II型的管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。目前在各類汽車特別是商用車上用得最廣泛。對于這種形式，若后輪制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動能力。對于采用前輪驅(qū)動因而前制動器強于后制動器的乘用車，當前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴重不足（小于正常情況下的一半），并且，若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而導致汽車側(cè)滑。X型的結(jié)構(gòu)也很簡單。直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持正常值的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荷的適應性。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時前輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負值(達20mm)的汽車上。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。HI、LL、HH型的織構(gòu)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％左右。HI型單用一軸半回路時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，緊急制動情況下后輪極容易先抱死。綜合以上各個管路的優(yōu)缺點最終選擇X型管路。7.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算7.3.1制動輪缸直徑的確定一、盤式制動器制動輪缸對制動塊施加的張開力與輪缸直徑和制動管路壓力的關系為（7-1）張開力制動管路壓力一般不超過10～12，對盤式制動器可更高。故取。輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選?。℉G2865-1997),具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前輪制動輪缸直徑為40mm.二、鼓式制動器由制動輪缸對制動塊施加的張開力與輪缸直徑和制動管路壓力的關系，且取制動管路壓力輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選?。℉G2865-1997),具體為16mm、19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前輪制動輪缸直徑為22mm7.3.2制動主缸直徑的確定第個輪缸的工作容積為：（7-2）式中，為第個輪缸活塞的直徑；為輪缸中活塞的數(shù)目；為第個輪缸活塞在完全制動時的行程，初步設計時，對鼓式制動器可取2.0-2.5mm.此處對盤式制動器、鼓式制動器均取mm.盤式制動器，前輪輪缸的工作容積為鼓式制動器，后輪輪缸的工作容積為所有輪缸的總工作容積為,式中，為輪缸數(shù)目。制動主缸應有的工作容積為,式中為制動軟管的變形容積。在初步設計時，制動主缸的工作容積可為：對于乘用車;對于商用車。此處取。輪缸的總工作容積(7-3)制動主缸應有的工作容積(7-4)主缸活塞行程和活塞直徑為一般=（0.8～1.2）。此處取=。所以主缸的直徑應符合QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得mm。主缸的直徑mm主缸活塞行程mm7.3.3制動踏板力和制動踏板工作行程制動踏板力為：(7-5)式中，為制動主缸活塞直徑；p為制動管路的液壓；為探班機構(gòu)的傳動比；為踏板機構(gòu)及液壓主缸的機械效率，可取=0.82～0.86.此處取=5，=0.86.真空助力比，助力器效率系數(shù)一般取0.90~0.95，這里取0.95先取踏板力=350N故制動踏板力應滿足以下要求；最大踏板力一般為500N（乘用車）或700N（商用車）。設計時，制動踏板力可在200N～350N的范圍內(nèi)選取。符合設計要求。制動踏板工作行程為(7-6)式中，為