家用轿车盘式制动器设计

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Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises. This paper mainly introduces the design of braking system ,which based on the data of brake system used in callola. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings. Key words: Braking;Brake Disc; Collora; Piston；Synchronous Coefficient 目 录 第1章 绪论 1 1.1制动器的介绍与特点 1 1.2国内汽车盘式制动器应用情况 2 第2章 制动器的设计原则 4 2.1汽车盘式制动器 4 2.2卡罗拉盘式制动器的结构与工作原理 4 2.3 制动器设计的一般原则 6 2.3.1制动驱动机构的选择 7 2.3.2制动管路的选择 7 2.4 本章小结 8 第3章 制动器结构设计 9 3.1 丰田COLLORA的主要技术参数 9 3.2 制动系统的主要参数选择及计算 8 3.2.1同步附着系数 9 3.2.2制动强度和附着系数利用率 11 3.2.3制动器最大制动力矩 12 3.2.4 制动器因数 12 3.3 制动器的结构参数与摩擦系数 13 3.3.1制动盘结构参数 13 3.3.2摩擦衬块的结构参数 14 3.4 制动器主要零件的结构设计 16 3.4.1制动底板 16 3.4.2制动轮缸 16 3.4.3制动盘 16 3.4.4制动钳 16 3.4.5摩擦材料 16 3.4.6摩擦衬块 18 3.4.7制动摩擦衬片 18 3.4.8制动间隙 18 3.5本章小结 18 第4章 制动系统驱动机构的设计 19 4.1 制动轮缸设计 19 4.1.1 制动轮缸直径与工作容积 19 4.1.2 制动轮缸活塞宽度与筒壁宽度 20 4.2 制动主缸设计 21 4.2.1 制动主缸直径与工作容积 21 4.2.2 制动主缸活塞宽度与筒壁宽度 22 4.3制动主缸行程的计算 22 4.4制动踏板力与踏板行程 23 4.5真空助力器 24 4.6制动力分配调节装置 25 4.7 本章小结 26 结论 27 参考文献 28 致谢 29 附录 30 家用轿车(丰田卡罗拉)盘式制动器的改进设计 第1章 绪 论 1.1制动器的介绍与特点 现在，盘式制动器在汽车上已经越来越多地被采用，特别是在轿车上已被广泛采用。盘式制动器在液力助力下制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，其制动效能远高于鼓式制动器，而且空气直接通过盘式制动盘，故盘式制动器的散热性很好。但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。 汽车制动系可分为行车、驻车、应急、辅助内部分装置。任何制动装置都具有供能装置、控制装置、传动装置和制动器四个部分组成。较为完善的制动系还具有制动力调节装置，以及报警装置、压力保持装置。 盘式制动器多用于汽车的前轮，有不少车辆四个车轮都用盘式制动器。制动盘装在轮级上、与车轮及轮胎一起转动。当驾驶员进行制动时，主缸的液体压力传递到盘式制动器。该压力推动摩擦衬片靠到制动盘上，阻止制动盘转动。 现在，盘式制动器在汽车上已经越来越多地被采用，特别是在轿车上已被广泛采用，在很多中高级轿车上，前后轮都已经采用盘式制动器。盘式制动器在液力助力下制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，其制动效能远高于鼓式制动器，而且空气直接通过盘式制动盘，故盘式制动器的散热性很好。但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。 按摩擦副中固定元件结构，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式。 固定钳盘式在汽车上用的最早（50年代就开始使用），优点是：除活塞和制动块外无滑动件，这易保证钳的刚度，易实现从鼓式到盘式的改进，也能适用分路系统的要求。 近年来，由于汽车性能要求的提高，固定钳盘式的缺点，暴露较明显，因而导致浮动钳（特别是滑动钳）的迅速发展。首先，固定钳至少要有两个油缸分置于制动盘两侧，所以须有横跨的内部油道或外部油道来连通，这就使制动器的径向和轴向尺寸加大，布置也较难；而浮动钳的外侧无油缸，可将制动器进一步移进轮毂；其次，在严酷的使用条件下，固定钳容易使制动液温度过高而汽化，浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管，减少了受热机会。所以制动温度可以比固定钳低30-50℃，又采用浮动钳可将活塞和油缸等精密件减去一半，造价大为降低。 1.2国内汽车盘式制动器应用情况 随着我国汽车工业技术的发展,特别是轿车工业的发展,合资企业的引进，国外先进技术的进入，汽车上采应用盘式制动器配置才逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性，满足人们不断提高的生活物质需求、改善生活环境等方面都发挥了很大的作用。 1）在轿车、微型车、轻卡、SUV及皮卡方面：在从经济与实用的角度出发，一般采用了混合的制动形式，即前车轮盘式制动，后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%－80%，所以前轮制动力要比后轮大。生产厂家为了节省成本，就采用了前轮盘式制动，后轮鼓式制动的混合匹配方式。采用前盘后鼓式混合制动器，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动性能的要求比较高，这类前制动器主要以液压盘式制动器为主流，采用液压油作传输介质，以液压总泵为动力源，后制动器以液压式双泵双作用缸制动蹄匹配。目前大部分轿车(中档类如夏利、吉 利、神龙富康、捷达)、微型车（长安之星、昌河、丰田海狮、天津华利、江铃全顺）、高端轻卡（东风小霸王、江铃、瑞风、南京依维柯）、SUV及皮卡（湖南长丰、江铃皮卡）等采用前盘后鼓式混合制动器。2004年我国共产此类车计110万辆以上。但随着高速公路等级的提高，乘车档次的上升，特别上国家安全法规的强制实施，前后轮都用盘式制动器是趋势。 2）在大型客车方面：气压盘式制动器产品技术先进性明显，可靠性总体良好，具有创新性和技术标准的集成性。欧美国家自上世纪90年代初开始将盘式制动器用于大型公交车。至2000年，盘式制动器（前后制动均为盘式）已经成为欧美国家城市公交车的标准配置。我国从1997年开始在大客车和载重车上推广盘式制动器及 ABS防抱死系统，因进口产品价格太高，主要用于高端产品。2004年7月1日交通部强制在7---12米高Ⅱ型客车上 “必须”配备后，国产盘式制动器得以大行其道。北京公交电车公司、上海公交、武汉公交、长沙公交、深圳公交、广州公交等公司，都在使用为大客车匹配的气压盘式制动器。生产厂家主要有：宇通公司2004年产20000多辆客车，其中使用盘式制动器的客车已占一半多；宇通公司自制底盘部份是由二汽在EQ153前后桥基础升级更改的，每年有10000多套。二汽东风车桥用EQ153前后桥改型匹配气压盘式制动器的前后桥总成约占6000套以上，是宇通公司最大的气压盘式制动器桥供应商。宇通公司每年需在一汽采客车底盘3000多台，一汽客底2004年供了2000多台，其中带盘式制动器占一半以上。如一汽客底采用4E前转向系统配置气压盘式制动器前桥、11吨420后桥装在6100（10米）豪华客车上； 7吨盘式前桥与13吨435后桥配装在6120（12米）豪华客车上等，都是宇通公司市场前景较好，利润附加值很高的车型。江苏金龙客车的7-9米高Ⅱ型客车客车采用湖桥供带盘式制动器的车桥2004年在5500台左右。厦门金龙客车10-12米高Ⅱ型客车以上客车、丹东黄海客车10-12米高Ⅱ型客车、安徽凯斯鲍尔等等国内知名的大型厂家均已在批量生产带盘式制动器的高档客车。 3）重型汽车方面：作为重型汽车行业应用型新技术，气压盘式制动器的已经属成熟产品，目前具有广泛应用的前景。2004年3月红岩公司率先在国内重卡行业中完成了对气压盘式制动器总成的开发。2005年元月份中国重汽卡车事业部在提升和改进卡车底盘的过程中，在桥箱事业部配合下，将22.5英寸气压盘式制动器成功嫁接到了重汽斯太尔重卡车前桥上。气压盘式制动器在重汽斯太尔卡车前桥上的成功“嫁接”，解决了令整车厂及用户困扰已久的传统鼓式制动器制动啸叫、频繁制动时制动蹄片易磨损、雨天制动效能降低等一系列问题。气压盘式制动器首次在斯太尔卡车前桥上的应用，也为今后开发重汽高速卡车提供了经验和技术储备。与此同时陕西重汽、北汽福田、一汽解放、东风公司、江淮汽车等国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期型试试验及技术贮备工作，盘式制动器在某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势。 综合以上各项，参照所给参数以现代汽车上实际采用的型式，确定设计的浮动钳盘式制动器在市场是有很大的开发前景的。 第2章 制动器的设计原则 汽车制动系统总体方案设计，主要涉及制动器的结构型式选择，制动驱动机构的结构型式选择，制动管路布置结构型式的选择等三个方面。本章将就这三个方面的问题进行分析论证 2.1汽车盘式制动器 按摩擦副中固定元件结构，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式。 固定钳盘式在汽车上用的最早（50年代就开始使用），优点是：除活塞和制动块外无滑动件，这易保证钳的刚度，易实现从鼓式到盘式的改进，也能适用分路系统的要求。 近年来，由于汽车性能要求的提高，固定钳盘式的缺点，暴露较明显，因而导致浮动钳（特别是滑动钳）的迅速发展。首先，固定钳至少要有两个油缸分置于制动盘两侧，所以须有横跨的内部油道或外部油道来连通，这就使制动器的径向和轴向尺寸加大，布置也较难；而浮动钳的外侧无油缸，可将制动器进一步移进轮毂；其次，在严酷的使用条件下，固定钳容易使制动液温度过高而汽化，浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管，减少了受热机会。所以制动温度可以比固定钳低30-50度，又采用浮动钳可将活塞和油缸等精密件减去一半，造价大为降低。 综合以上各项，参照所给参数以现代汽车上实际采用的型式，确定本设计的前轮制动器为浮动钳盘式制动器。 2.2卡罗拉车盘式制动器的结构与工作原理 浮钳盘式制动钳的工作原理：如图2.2所示，制动钳壳体2用螺栓5与支架1相连接，螺栓5兼作导向销。支架1固定在前悬架焊接总成(亦称车轮轴承壳体)的法兰板上，壳体2可沿导向销与支架作轴向相对移动。支架固定在车轴上，摩擦块11和12布置在制动盘13的两侧。制动分泵8设在制动钳内。制动时，制动钳内油缸活塞8在液压力作用下推动内摩擦块12，压靠到制动盘内侧表面后，作用于分泵底部的液压力使制动钳壳体在导向销上移动，推动外摩擦块11压向制动盘的外侧表面。内、外摩擦块在液压作用下，将制动盘的两侧面紧紧夹住。由于制动盘是紧固在前轮毂上的，因此实现了前轮的制动。 前制动器的制动间隙是自动调节的。它是利用分泵活塞密封圈4的弹性变形来实现的。制动时，橡胶密封圈变形，制动一结束，密封圈恢复原状，活塞在弹性作用下回到原位。在制动盘和内、外摩擦块磨损后引起制动间隙变大，超过活塞8的设定行程时，活塞在制动液压力作用下克服密封圈的摩擦阻力继续向前移，直到完全制动为止。活塞和密封圈之间的相对位移补偿了过量的间隙，制动间隙一般单边 图 2.1 卡罗拉前轮盘式制动器 1—车轮螺栓 2—制动盘 3—挡尘盘螺栓 4—挡尘盘 5—转向节 6—弹簧片 7—制动衬块 8—制动钳壳体 9—套筒（下） 10—衬套（下） 11—隔离衬套（下）12—隔离衬套（上） 13—紧固螺栓（下） 图2.2 卡罗拉前轮盘式制动器 1—支架 2—制动钳壳体 3—活塞防尘罩 4—活塞密封圈 5—螺栓 6—导套 7—导向销防尘罩 8—活塞 9—止动弹簧 10—放气螺栓 11—外侧摩擦块12—内侧摩擦块 13—制动盘 14—紧固螺栓（上） 15—衬套（上） 16—套筒（上） 为0.05-0.15mm。内、外摩擦块的材料采用以石棉为主、混合树脂并与树脂结合的材料与钢板通过螺栓连接在一起制成的。 2.3制动器设计的一般原则 1 制动器效能，指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。在评比不同结构形式的制动器效能时，常用一种称为制动效能因数的无因次指标。制动效能因数的定义为：在制动鼓和制动盘的作用半径上所得到的摩擦利于输入力之比。 2 制动器效能恒定性，即汽车高速行使或下长坡连续制动时汽车制动效能保持的程度。如前所述，影响摩擦因数的因素包括摩擦副材料、摩擦副表面温度和水湿程度。因为制动过程是及时把汽车行驶的动能通过制动器吸收转化为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷状态时的制动效能，已成为设计汽车制动器时要考虑的一个重要问题。由于领蹄的效能因数大于从蹄，稳定性却比从蹄差，因此各种鼓式制动器的效能因数取决于两蹄的效能因数，故就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在着效能本身与其稳定性的矛盾。而盘式制动器的制动效能最为稳定。 要求制动器的热稳定性好，除选择其效能因数对摩擦系数敏感性较低的制动器类型外，还要求摩擦材料有较好的抗热衰退性和恢复性，并且应使制动鼓（制动盘）有足够的热容量和散热能力。 3 制动器间隙调整，是汽车保养作业较为频繁的项目之一。故选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证调整操作方便。最好采用间隙自动装置。 4 制动器的尺寸和质量。随着现代汽车车速的日益提高，处于汽车行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择较小。这样，为了保证所要求的制动力矩而确定的制动鼓（制动盘）直径就可能过大而难以在轮毂内安装。因而应选择尺寸小而效能高的制动器形式。对于高速轿车，为提高制动时的稳定性，在前悬架（独立悬架）设计中，一般采用较小的主销偏移距。为此，前制动器位置有时不得不外移到更靠近轮毂，导致其布置困难。车轮制动器为非簧载质量，故应尽可能减轻其质量，以改善行驶平顺性。 5 噪音的减轻。制动噪音的现象很复杂。大致来说，噪音分为低频高频两种。在低频噪音中，常遇到的是制动时停车的喀擦声，这主要是由制动鼓或者制动钳的共振造成的。高频噪声一般可通过制动蹄或制动盘共振产生。或者是由于摩擦衬片或衬块弹性震动造成的。 影响的噪声的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即动摩擦系数对摩擦速度的变化关系。动摩擦系数随速度的增高而减低的程度愈大，愈易激发震动而产生噪声。此外，制动器输入压力越大，噪声也越大，而压力高大一定程度以后则不再有噪声。制动温度对噪声也有影响。在制动器的设计中采取某种措施，可以在相当的程度上消除某种噪声，特别是低频噪声。对高频的建交省的消除，目前还比较困难。应当注意，为消除噪声而采取的某种措施，有可能产生制动力矩的下降和踏板行程损失等副作用。 2.3.1制动驱动机构的选择 液压式驱动机构： 优点： a.制动时可以得到必要安全性，因为液压系统内系统内压力相等，左右轮制动同时进行； b.易保证制动力正确分配到前、后轮，因为前、后轮分泵可以做出不同直径； c.车振或悬架变形不发生自行制动； d.不须润滑和时常调整； 缺点： a当管路一处泄漏，则系统失效； b低温油液变浓，高温则汽化； c不可长时间制动。 但综合来看，油压制动还是可取的，且得到了广泛的应用。 2.3.2制动管路的选择 出于取安全上的考虑，汽车制动应至少有两套独立的驱动制动器的管路。汽车的双 回路制动系统有以下常见的五种分路型式： 1 一轴对一轴（Ⅱ）型，（图a），前轴制动器与后桥制动器各用一个回路； 2 交2叉（X）型，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路； 3 一轴半对半轴（HI）型（图c），每侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路； 4 半轴一轮对半轴一轮（LL）型（图d），两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器作用； 5 双半轴对双半轴（HH）型（图e），每个回路均只对每个前后制动器的半数轮缸起作用。 其中Ⅱ型的管路布置最为简单，成本较低，目前在各种汽车特别是在货车上用的最广泛。但这种型式后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯能力。 X型的结构也很简单。直行制动时任何一回路失效，剩余总制动力都能保持正图2.3 不同的双管路系统布置 常值的50％。但一旦某一管路损坏则造成制动力不对称，使汽车丧生稳定性。因此该方案适用于主销偏移距为负值的汽车上，以改善汽车稳定性。 HI、HH、LL型的结构都较为复杂，本次设计不予考虑。X型的布置方案可适于本次设计。 2.4本章小结 本章主要介绍：汽车盘式制动器分类，捷达轿车浮动钳盘式制动器的结构与工作原理。叙述了制动器设计的一般原则以及驱动机构的选择、制动管路的选择。通过查阅资料、书籍使我更深的了解了盘式制动器的结构也工作原理，掌握了基本的设计方向。 第3章 制动器结构设计 3.1 丰田COLLORA的主要技术参数 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动 必须作用在车辆的所有的车轮上。 在制动器设计中需预先给定的整车参数如表3.1所示 表3.1 丰田卡罗拉整车参数 已知参数 车型2.0LGLX 轴距L（mm） 2600 整车整备质量（Kg） 1335 满载质量（Kg） 1805 最小离地间隙（mm） 160 最大扭矩(N·m) 173 3.2 制动系统的主要参数选择及计算 3.2.1同步附着系数 对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下三种情况[4]。 （1）当时 线在曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； （2）当时 线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性； （3）当时 制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率（或称附着力利用率）来表示，可定 (3.1) 式中： —汽车总的地面制动力（N）； —汽车所受重力(N)； —汽车制动强度(N)。 当时，，，利用率最高。 现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。 我国GB12676—1999附录《制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求》中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。 对于制动强度在0.15-0.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图3.1）之间，则认为满足条件要求；对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足1.2的要求[4]。 参考与同类车型的值，取。 图3.2 、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数 3.2.2制动强度和附着系数利用率 根据选定的同步附着系数，已知： （3.2） 式中： —汽车轴距，mm； —制动力分配系数； —满载时汽车质心距前轴中心的距离(M)； —满载时汽车质心距后轴中心的距离(M)； —满载时汽车质心高度(M)。 求得： 进而求得 （3.3） 式中： —制动强度(N)； —前轴最大制动力矩（Nm）； —后轴最大制动力矩（Nm）； —车轮有效半径(M)； G—汽车满载质量(Kg)。 取最大附着系数为0.85 3.2.3制动器最大制动力矩 Nm 后轴大制动力矩是818.5Nm （3.4） =5804Nm 所以前轮制动器为2902N 3.2.4 制动器因数 1、动减速度 J= （3.5) 其中： —前后轮总制动扭矩818.5+2902=3720.5Nm Re—有效半径0.316m m— 满载质量1785kg 所以 轿车的制动减速度是5.8-7 m/，所以符合要求 2、制动距离 在匀减速制动时，距离S为： （3.6） 式中： —消除制动盘与衬块间隙时间，取0.1s； —制动力增长过程所需时间，取0.2s； V=30km/h 故 轿车的最大制动距离： 所以符合要求。 3.3 制动器的结构参数与摩擦系数 3.3.1制动盘结构参数 1、制动盘直径D选择 制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选择轮辋直径的70％～79％，而总质量大于2t的汽车应取上限 根据GB/T 7019-1993 3.22表2图2 ，取制动盘直径mm 2、制动盘厚度h选择 制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。 根据根据GB/T 7019-1993 3.22表2图2，选h=30。 表3.3 制动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量t 单个制动器摩擦面积cm2 轿车 客车与货车 （多为） （多为） 3.3.2摩擦衬块的结构参数 1、摩擦衬块内半径与外半径 推荐摩擦衬块的外半径错误！未找到引用源。与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。 取摩擦衬块外半径，内半径 摩擦衬块半径选取符合要求 2、摩擦衬块工作面积A 推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范围内选取。汽车空载质量为1335kg，设前轮空载载荷为800kg。所以，800/(3.5*4) A800/ (1.6*4) , 即57A125 取衬块夹角为86°，则衬块工作面积： 3、摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损，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(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。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力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 (3.7） 式中： —汽车回转质量换算系数=0 =1; —汽车总质量（kg）； ，—汽车制动初速度与终速度，=27.8 m/s; —制动减速度，m/s2，计算时取=0.6； —制动时间，s； Al—前制动器衬片的摩擦面积()； —制动力分配系数。 在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 盘式制动器比能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。 3.4 制动器主要零件的结构设计 3.4.1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。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。 因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。 3.4.2制动轮缸 液压制动系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。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端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处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推动。 3.4.3制动盘 制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状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，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，但盘的整体厚度较大。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。 本设计采用通风式制动盘。 3.4.4制动钳 制动钳由可锻铸铁 K TH370—12 或球墨铸铁 QT400—18 制造， 也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两个由螺栓连接。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。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。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。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。 3.4.5摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的材料。 表3.4 汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能 类别 项 目 试验温度 100℃ 150℃ 200℃ 250℃ 300℃ 350℃ 1 类 摩擦系数 0.30～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 —— —— —— 指定摩擦系数的允许偏差 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— —— 磨损率（V），10－7cm3/（N•m） ≤1.00 ≤2.00 ≤3.00 —— —— —— 2 类 摩擦系数 0.25～0.65 0.25～0.70 0.20～0.70 0.15～0.70 —— —— 指定摩擦系数的允许偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— 磨损率（V），10－7cm3/（N•m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤2.00 —— —— 3 类 摩擦系数 0.25～0.65 0.25～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 0.15～0.70 —— 指定摩擦系数的允许偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 ±0.14 —— 磨损率（V），10－7cm3/（N•m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 ≤3.00 —— 4 类 摩擦系数 0.25～0.65 0.25～0.70 0.25～0.70 0.25～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 指定摩擦系数的允许偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 ±0.14 ±0.14 磨损率（V），10－7cm3/（N•m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 ≤2.50 ≤3.50 目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差[8]。 3.4.6摩擦衬块 制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩 形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引 起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取21mm。 3.4.7制动摩擦衬片 在GB 5763-1998《汽车用制动器衬片》中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中，第1类为驻车制动器用；第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用；第3类为中重型汽车的鼓式制动器用；第4类为盘式制动器用[17]。 3.4.8制动间隙 制动鼓与摩擦衬片之间或者制动盘与摩擦陈片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般盘式间隙为0.2-0.5mm;盘式制动器能为0.1-0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因为间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙同过实验来确定。在笨设计中，盘式制动间隙取0.1mm. 另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或者摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调节装置。当前，盘式制动器间隙调整均已经自动化。 3.5本章小结 本章主要对COLLORA车的制动系统的同步附着系数进行选择，并对制动强度，附着系数利用率，最大制动力矩以及制动因数进行计算。此外，本章节也对制动器的主要构件，包括制动底板，制动盘，制动衬块，制动衬片等进行了设计。 第4章 制动系统驱动机构的设计 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。 4.1 制动轮缸设计 4.1.1 制动轮缸直径与工作容积 为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构的、传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。 制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式： （4.1） 式中： —考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，8MPa -12MPa。 制动管路液压在制动时一般不超过10MPa~12MPa，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格[9]。 轮缸直径应在GB 7524—87标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。 制动轮缸致敬与工作容积 根据前面算得的结果： ，选取MPa，求： 由此，选取制动轮缸的直径mm 一个轮缸的工作容积 （4.2） 式中： —一个轮缸活塞的直径(mm）； —轮缸的活塞数目； —一个轮缸活塞在完全制动时的行程： （4.3） 在初步设计时，制动器可取mm-2.5mm； —消除制动衬片与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍； —由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算； —分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。 选取mm，求一个轮缸的工作容积。 4.1.2 制动轮缸活塞宽度与筒壁宽度 根据已有的公式计算活塞的宽度 （4.4） 于是求知： 现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 式中： —轮缸壁厚(mm)； —试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）； —缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。 由于mm2.6mm所以壁厚强度满足要求。 4.2 制动主缸设计 4.2.1 制动主缸直径与工作容积 制动主缸的直径应符合GB 7524—87的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。 （4.5） 式中： —全部轮缸的总工作容积； —制动软管在液压下变形而引起的容积增量。 在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。 主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定： 取因此 求知 根据GB 7524—87的系列尺寸取 =1.9 4.2.2 制动主缸活塞宽度与筒壁宽度 根据已有的公式计算活塞的宽度 于是求知：mm。 现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 （4.6） 式中： —轮缸壁厚(mm)； —试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）； —缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。 由于mm5.41mm所以壁厚强度满足要求。 4.3制动主缸行程的计算 制动主缸行程的计算方法很多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程[１０]。 （4.7） 式中： —制动主缸的行程(mm)； —轮缸活塞的面积（mm2）； —主缸活塞的面积（mm2）； —制动蹄支点到制动力作用点的距离（mm）； —制动蹄支点到中心距离（mm）； —制动鼓与制动蹄的间隙（mm）。 4.4制动踏板力与踏板行程 制动踏板力Fr可用下式验算： （4.8） 式中： —制动主缸活塞直径(mm)； —制动管路的液压； —制动踏板机构传动比，； ——真空助力器的助力比； —制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取。 通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。 制动踏板工作行程为 (4.9) 式中： —主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm-2.0mm； —主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。 在确定主缸容积时，应考虑到制动器零件的弹性变形、热变形以及制动衬片正常磨损量等，还应考虑到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(至与地板相碰的行程)应大于正常工作行程。制动器调整正常时的踏板工作行程约为踏板全行程的40%-60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。 踏板力一般不应超过500N-700N。踏板全行程对货车不应超过170mm-180mm。此外，作用在制动手柄上的力对货车不应超过600N。制动手柄行程对货车不应超过220mm。 为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧(同时亦为回油阀弹簧)的计算中，应保证在制动踏板被放开以后，制动管路中仍能保持0.05Mpa~0.14MPa的残余压力。 4.5真空助力器 1、真空助力器的选择标准 若以表示总制动力与踏板力的比值，即。 如果的平均值大于18（最大允许到22），该汽车则应安装真空助力器。因此，需要真空助力器。 2、助力比的确定 汽车可能达到的总制动力是 (4.10) 式中： —踏板力(N)；对于轿车 200～250；对于货车 300～450； —踏板行程(mm)； —一个制动器的动作行程(mm)； —制动器的效能因素； —制动器作用半径(mm)； —轮胎有效半径(mm)； —效率。 无助力时，总制动力与踏板力的比值与踏板力的比值。 德国Teves公司提供上述参数的经验数据如下表所示。根据上面公式，当总制动力 与踏板力确定后，利用这些数据则可求出助力器助力比。 表4.1 公式中数据取值范围 参数 简单盘式制动器 120～160 2.2～2.6 2.0～2.4 0.34～0.40 0.70～0.74 11～24 真空助力器助力比的典型值范围一般为2.5～8.0。它能保证安全减速的汽车最 大质量和真空助力比成线形关系。设计必须考虑如果助力比太大能出现真空度失控现象，减速度的明显降低将是无法接受的，因此真空助力比符合设计要求。 4.6制动力分配调节装置 按照GB12676-1999的规定，未安装防抱死装置的M、N类车辆制动力在车轴之 的分配，应符合该标准附录B的要求。对于大多数汽车来说，必须采用制动力调节装置以满足这一要求。 从制造成本方面考虑，在满足国家相关标准的前提下，采用感载比例阀作为其制动力分配的调节装置。 感载比例阀： 感载比例阀如图4.2所示。 阀体3安装在车身上，活塞4右部的空腔内有阀门2。不制动时，在感载拉力弹簧6通过杠杆5施加的推力F的作用下，活塞4处于右极限位置，阀门2因其杆部顶触螺塞1而处于开启位置。制动时，来自主缸的制动液由进油口A进入，并通过阀门从出油口B输出至后促动管路。此时，输出压力（压强）等于输入压力（压强）。因活塞右端承压面积大于活塞左端承压面积，故和对活塞的作用力不等，于是活塞不断左移，最后使其上的阀座与阀门接触而达到平衡状态。此后，的增量将小于的增量。 1—螺塞；2—阀门；3—阀体；4—活塞； 5—杠杆；6—感载拉力弹簧；7—摇臂；8—后悬架横向稳定杆 图4.2 液压感载比例阀及其感载控制机构 4.7 本章小结 本章主要对制动系统制动主缸，制动轮缸进行了设计分析并对相关的校核进行了计算。对主缸的行程进行了计算。介绍了串列式制