日产轩逸 1.6L 轿车制动系统优化设计（含CATIA三维图）

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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 countrys 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 countrys laws and regulations.Tnen three-dimensional modeling,two-dimensional drawing and optimization analysis.Key Words：Braking systems;Disc brakes;Parameter design;Optimal design 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-III-目 录 摘 要.I Abstract.II 第一章 绪论.1 1.1 引言.1 1.2 国内外汽车制动系统设计技术研究概况.2 1.2.1 国外研究现状.2 1.2.2 国内研究现状.3 1.3 论文目标及主要工作内容.4 第二章 轿车制动系统组成及结构分析.5 2.1 制动系统的作用.5 2.2 制动系统的种类.5 2.3 制动器的选取.6 2.4 本章小结.9 第三章 制动系统的设计计算.10 3.1 制动器的设计要求.10 3.2 设计基础参数.10 3.3 制动系的主要参数及其选择.11 3.3.1 制动力与制动力分配系数.11 3.3.2 制动力矩的计算.15 3.3.3 同步附着系数.16 3.3.4 制动强度和附着系数利用率.18 3.3.5 汽车的驻车能力计算.19 3.4 盘式制动器结构参数的确定.21 3.4.1 制动盘直径.21 3.4.2 制动盘厚度.21 3.4.3 摩擦衬块的内半径和外半径.22 3.4.4 制动衬块工作面积.23 3.4.5 摩擦片摩擦系数.23 3.4.6 制动衬块的设计计算.23 3.4.7 摩擦衬块磨损特性的计算.24 3.5 盘式制动器间隙的调整方法及相应机构.25 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-IV-3.6 制动驱动机构设计计算.26 3.6.1 制动驱动机构的结构型式选择.26 3.6.2 制动管路的选择.26 3.6.3 制动轮缸的分析计算.28 3.6.4 制动踏板力与踏板行程.29 3.7 本章小结.29 第四章 制动器优化设计与分析.30 4.1 数学模型的建立.30 4.2 设计变量.30 4.3 目标函数.31 4.4 约束条件.32 4.4.1 性能约束.32 4.4.2 几何约束.32 4.5 数学模型.33 4.6 优化结果及其分析.33 4.6.1 优化程序.33 4.6.2 优化结果.34 4.6.3 优化前后结果对比分析.35 4.7 制动钳有限元分析.35 4.8 本章小结.36 结 论.37 经济性分析.38 致 谢.39 参考文献.40 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-1 第一章 绪论 1.1 引言 汽车工业的发展已有一百多年的历史。随着汽车工业迅速发展和人们消费水平日益提高，汽车成为当今世界上最重要的交通运输工具和人类社会活动中难以或缺的重要工具。经过几十年的改革开放，我国经济发展和人民生活水平得到不断提高，汽车工业发展迅速，我国轿车需求量也保持快速增长。根据国家统计局的统计数据如下表 1-1 可以清晰看到我国的汽车产量从 1997 年的约158.2 万辆猛增到 2008 年的约 934.51 万辆；其中轿车从 1997 年的约 48.7 万辆迅速增到 2008 年的约 503.73 万辆，同时轿车所占的比例从 1997 年的约 30.8%增到 2008 年的约 54.0%。随着轿车的产量和保有量增加，轿车也迅速地改变着现代世界的面貌，加快着社会快节奏地运转。表 1-1 近年来我国轿车产量情况 年份 汽车产量(万辆)轿车产量(万辆)轿车比例(%)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 轿车给人们带来快捷和方便的同时，也带来了环境污染与交通事故等一些危害。随着轿车产量和保有量的增长，轿车速度不断提高，道路交通压力加大，哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-2 道路交通安全问题己成为世界性的社会问题。全世界每年死于道路交通事故的人数估计超过 50 万人，伤 1000 万人，而我国则是世界上交通事故最严重的国家。我国道路交通事故起数及死亡人数仍呈逐年上升趋势，且上升幅度逐年加大，这种趋势在随后几年中将仍然持续。严峻的现实使人们不能不正视轿车安全性问题。人们在注重轿车的动力性、经济性、舒适性、通过性、操纵稳定性等性能的同时，更强调轿车的安全性。轿车安全性能越来越为人所关注。轿车安全性能的研究已经成为车辆研究的重点。车辆的制动性能是衡量汽车安全性的一个重要标准。制动效能不佳和制动时方向失控是造成车辆重大交通事故的主要原因之一。轿车安全性研究资料表明 40%道路交通事故与轿车的制动性能有关，其中 10%的道路交通事故是因轿车高速行驶或在不良路面上行驶进行紧急制动，车轮抱死而发生侧滑或跑偏，使轿车失去操纵性和稳定性引起的。轿车的制动性能直接关系到人们的生命财产安全。从轿车诞生时起，制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。第二次世界大战以后，由于轿车技术的迅速发展和道路条件的不断改善，轿车速度提高很快，与此同时，货车和客车向大型化发展，其最大质量也有不同程度增加。另一方面，由于道路行车密度的日益增大，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。这些因素对制动系统提出了更加苛刻的要求促使它做出相应改进。随着电子技术的发展，电子控制制动防抱死系统 ABS 和电子稳定程序 ESP 的应用成为可能，它们能有效地防止制动时车轮抱死，从而提高制动方向稳定性并缩短制动距离。1.2 国内外汽车制动系统设计技术研究概况 1.2.1 国外研究现状 国外汽车设计和性能研究从 70 年代起已进入自动化阶段，运用现代设计方法，如计算机数字仿真、优化设计、可靠性设计等取代传统设计方法。CAD 是现代汽车设计采用的重要手段之一，主要应用于汽车的总布置设计，车身设计，造型设计，零部件优化设计及汽车整车和零部件的动态性能分析。应用 CAD 技术开发汽车新产品可以减少样机的制造和实测时间，缩短产品开发周期，优化汽车性能参数，提高产品质量和可靠性，降低开发成本，增强产品市场竞争力。实践表明：发达国家汽车公司开发汽车新产品的周期短、成本低、品质优，主哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-3 要与他们重视利用计算机技术有关。在七十年代初，美国密西根大学的学者们就将计算机模拟技术应用到汽车制动动态过程研究中，运用较为简练的汽车动力学模型编制了模拟小客车、载货车和牵引车一挂车制动及操纵等三种计算机模拟程序2。其中制动性能计算程序以制动效能作为评价指标，可对汽车制动性能进行预测并提供所需的其它各项计算功能。1994 年日本五十铃公司开发了小型车制动系专家设计系统，主要用于汽车制动性能的推理设计，使得设计的车辆具有良好的制动性能，在省时、省力的基础上得到最佳设计方案3。1.2.2 国内研究现状 随着我国高速公路及高等级公路的大量兴建，汽车平均行驶速度的提高，加上车流密度的增加，对车辆制动性能的要求日趋严格。汽车的一些标准与法规也逐渐与国际接轨，我国的制动法规 GB12676-1999(车制动系统结构、性能和试验方法)基本引用了 ECER13(欧洲经济委员会汽车制动法规)的有关条款。近十几年国内学者在汽车制动系统 CAD 研究方面做了很多工作。1998 年，北京理工大学张滨刚以 BJ2020SG 吉普车为研究对象，通过理论分析结合实车试验的方法系统的建立了制动过程中的数学模型4。文中为获得具体的轮胎模型，以 BJ2020SG 吉普车分别在干燥和积水的柏油路面上进行制动试验，测得不同车速、不同载荷等条件下大量实验数据，确定了附着系数的函数表达式。1999年，重庆大学舒红开发了汽车制动系设计计算软件，该软件设计计算的内容包括汽车轴间制动力分配设计，制动器结构参数设计、整车制动性能预测和制动驱动机构设计，可以用于轻、中型汽车液压制动系的基本设计计算、制动性能优化设计及制动性能预测5。2000 年，南京理工大学王良模系统地讨论了轻型汽车液压制动系统的设计理论及计算方法，同时还在轻型汽车液压制动系统设计理论研究的基础上开发了一套轻型汽车液压制动系统的仿真软件，并对某一车型进行了仿真计算和道路试验，所建整车动力学模型忽略了轮胎及制动鼓等旋转部件制动时产生的惯性力矩，这对仿真结果会有较大的影响研究的目的和意义 汽车的制动性能是衡量汽车主动安全性能的重要标准之一，是汽车安全行驶的重要保障，直接受制动器性能的影响。因此，制动器的设计在整车设计中显得非常重要。另外，如何设置制动系参数进行整车匹配，使其达到最佳制动性能，是一项非常重要的任务。哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-4 1.3 论文目标及主要工作内容 汽车的制动性是汽车的主要性能之一，也是评价汽车安全性的一个重要依据，它与人们的生命和财产安全息息相关。改善汽车的制动性能，使制动系统工作可靠，性能优良，是汽车设计制造和使用部门的重要任务。因此，轿车制动系统设计优化、分析研究对于提高轿车安全性具有十分重要意义。本文以日产轩逸轿车为研究对象，从整车角度设计制动器参数，从性能要求的角度，优化调整后盘式制动器的尺寸参数。主要内容包括以下几个方面：(1)分析汽车制动系与人类生活的重要关系，介绍国内外汽车制动系统设计技术研究概况。(2)对轿车制动系统结构型式进行归纳分析，从不同类型制动器的角度阐述制动系统基本工作原理，并总结盘式制动器的优缺点。(3)分析制动系性能，建立汽车制动系统制动时受力的数学模型，重点分析制动力分配、利用附着系数、制动力矩、制动效能因数和斜坡驻车制动能力等。(4)以轩逸轿车为研究对象，对其制动系进行设计计算，对其计算结果进行理论分析研究。(5)优化设计制动系，以制动系性能理论分析为基础，建立优化目标函数和约束函数，利用 MATLAB 优化工具，对制动系进行优化设计，并对分析结果进行研究。哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-5 第二章 轿车制动系统组成及结构分析 2.1 制动系统的作用 汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍，也是运用得最方便的交通工具。随着科学技术的发展，人们对汽车的动力性、经济性、安全性、操纵性以及舒适性提出了更高的要求，汽车中的机械系统正在逐渐向机械电子系统转换6。汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。汽车制动系是汽车安全行驶的重要保障，改善汽车制动性能始终是汽车设计制造的重要任务7。随着汽车的行驶速度和路面情况复杂程度的提高，更加需要高性能、长寿命的制动系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。因此汽车制动系统必须具有极高的运行稳定性，整车通讯系统必须具有很强的容错能力和快速处理能力8。汽车制动系统的发展和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关，制动系统是汽车的重要组成部分之一，是汽车安全行驶的重要保证，它直接关系着人们的生命财产安全9。汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。2.2 制动系统的种类 制动系统有多种分类方式。按不同功能分，可分为行车制动系、应急制动系、驻车制动系和辅助制动系；行车制动系能使行驶中的汽车减速或停车；当行车制动失效时，应急制动系可保证汽车减速或停车的功能，许多国家已规定汽车必须具备应急制动功能；驻车制动系则使汽车驻留原地；辅助制动系常用于稳定车速，汽车下长坡时若单靠行车制动系来稳定车速，可能导致制动器过热而降低制动效能，因此常行下坡的汽车还应有辅助制动。根据制动系制动能源分，可分为人力、动力和伺服制动系；人力制动系统唯一制动能源是驾驶员哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-6 的人力；动力制动系则完全由发动机提供能源；伺服制动系统则综合利用人力和发动机动力进行制动。如果按能量的传输方式分类，制动系统有机械式、液压式、气压式和电磁式之分，同时采用两种以上能量传输方式的制动系统，则称为组合式制动系统。若传动装置采用单一的气压或液压回路，则称之为单回路制动系统，这种系统中，只要有一处损坏而漏气(油)，整个制动系统即行失效。因此我国自 1998 年1 月 1 日起，规定所有汽车必须采用双回路制动系统。双回路制动系统有效提高了制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全。由于所有行车制动器的气压或液压管路分属两个或更多个相互独立的回路，这样，即使其中一个回路失效，其它回路仍能可靠地工作。2.3 制动器的选取 轿车制动器几乎均为机械摩擦式的，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使轿车减速或停车。轿车制动器按其在轿车上的位置分为车轮制动器和中央制动器。前者安装在车轮处，并用脚踩制动踏板进行操纵，故又称为脚制动；后者安装在传动系统的某轴上，并用手拉操纵杆进行操纵，故又称为手制动10,摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。它们各自又可以细分为一些小类，其分类如下图 2-1 所示。图 2-1 制动器种类 盘式制动器是由制动钳、制动块、制动盘和其它部件组成。盘式制动器摩哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-7 擦副中的旋转元件是圆盘状的制动盘，以端面为工作表面，圆盘称为制动盘。旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩直接分别作用两侧车轮上的制动盘上。按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。与鼓式制动器相比盘式制动器有许多优点：(l)热稳定性较好。由于制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用，另外，制动摩擦衬块的尺寸不大，其工作表面的面积仅为制动盘面积的 12%16%，故散热性较好。(2)水稳定性较好。因为制动衬块对制动盘的单位压力高，易将沾附的水挤出，同时离心力也易将沾水甩掉，再加上衬块对盘的擦拭作用，制动器出水后只需经一两次制动即能恢复正常；而鼓式制动器则需经过甚至十余次制动方能恢复正常的制动效能。(3)制动稳定性好。盘式制动器的制动力矩与其制动油缸的活塞推力及摩擦系数成线性关系，还由于无自行增势作用，因此在制动过程中制动力矩增长较和缓，与鼓式制动器相比，能保证高的制动稳定性。(4)制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关。(5)在输出同样大小的制动力矩条件下，盘式制动器结构尺寸和质量比鼓式的要小。(6)盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也较简单，维修、保养容易。盘式制动器的主要缺点是：难于完全防止尘污和锈蚀，兼作驻车制动器时，所需附加的驻车制动驱动机构较复杂，因此，有的汽车采用前轮为盘式后轮为鼓式的制动系统；另外，由于无自行增力作用，制动效能较低，中型轿车若采用时需有加力装置。盘式制动器尤其是浮动钳式盘式制动器己非常广泛地用于轿车的前轮，与鼓式后轮制动器配合，也可使后轮制动器较容易地附加驻车制动的驱动机构，兼作驻车制动器之用。有些高性能轿车的前后轮均采用了盘式制动器，主要是为了保持制动力分配系数的稳定性。按摩擦副中的固定摩擦元件的结构，盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。钳盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转向节或桥壳上的制动钳体中。两块制动块之间有作为旋转元件的制动盘，制动盘是用螺栓固定于轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅约 3050，因此这种盘式制动哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-8 器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散热性较好，借助于制动盘的离心力作用易于将泥水、污物等甩掉，维修也方便。但由于摩擦衬块的面积较小，单位压力很高，摩擦面的温度较高，故对摩擦料的要求较高。全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器，故又称为离合器式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，故多为油冷式，结构较复杂。在此仅进行一下介绍。钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为以下几种：一、固定钳式盘式制动器 如图 2-2 所示，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式。固定钳式盘式制动器在汽车上的应用是早于浮动钳式的，其制动钳的刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件，但由于需采用两个油缸分置于制动盘的两侧，使结构尺寸较大，布置较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡影响制动效果；另外，由于两侧制动块均靠活塞推动，难于兼用于由机械操纵的驻车制动，必须另加装一套驻车制动用的辅助制动钳。图 2-2 固定钳式盘式制动器 1-转向节(或桥壳);2-调整垫片;3-活塞;4-制动块总成;5-导向支承销;6-制动钳体;7-轮辐;8-回位弹簧;9-制动盘;10-轮毂 二、浮动钳式盘式制动器 浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-9 动钳体可作平行滑动；另一种是制动钳体可绕一支承销摆动。因而有滑动钳式盘式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。制动时在油液压力作用下，活塞推动活动制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力均等为止。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀后即应更换。浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可以将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车和驻车制动。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，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少使冷却条件较好，另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动液温度比用固定钳时低 3050，气化的可能性较小。图 2-3 浮动钳式盘式制动器工作原理图(a)滑动钳式盘式制动器 (b)摆动钳式盘式制动器 1-制动盘;2-制动钳体;3-制动块总成;4-带摩擦警报装置的制动快总成;5-活塞;6-制动钳支架;7-导向销 综上所述由于浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，结构简单,造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，所以采用浮动钳式盘式制动器。2.4 本章小结 本章阐述分析了汽车整车制动系统分类形式，并简要说明了制动器基本工作原理，总结分析出盘式制动器存在一定的不足之处，但其综合性能比鼓式制动器要好。哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-10 第三章 制动系统的设计计算 3.1 制动器的设计要求 汽车制动系应满足如下要求。(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。(3)工作可靠。(4)制动效能的热稳定性好。(5)制动效能的水稳定性好。(6)制动时的汽车操纵稳定性好。(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(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。(9)制动时不应产生振动和噪声。(10)制动系的机件应使用寿命长，制造成本低。3.2 设计基础参数 由上文对制动系的理论分析可得出，制动器的设计中需要预先获得的整车参数有：汽车轴距 L；汽车空、满载时的总质量am和am；空、满载时的轴荷，包括前轴负荷1G和1G，后轴负荷2G和1G；空、满载时汽车的质心位置，包括质心高度gh和gh，质心到前、后轴的距离a和a及b和b；汽车轮胎规格(主要含车轮滚动半径rr)等。本次设计选用日产轩逸轿车为研究对象，前轴制动器采用浮钳通风盘式制动器，后轴制动器采用浮钳实心盘式制动器；制动系统操纵方式采用真空助力液压驱动方式；制动系统传能装置采用双回路交叉型，即 X 型回路；驻车制动系统采用手拉杆式机械制动于后轮；其相关参数如表 3-1 所示。哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-11 表 3-1 轩逸轿车的整车基础参数 项目 汽车质量(kg)am 前轴负荷(kg)am 后轴负荷(kg)am 质心高度(mm)gh 轴距 L(mm)轮胎规格 空载 1280 768.0 824.4 684 2700 195/60 R16 满载 1655 512.0 830.6 664 图 3-1 汽车静态受力图 由于轩逸轿车采用轮胎规格为195/60 R16，其中名义断面宽度为195mm，扁平率为60%，轮毂名义直径为16英寸，换算过来为16*25.4=406.4mm。故车轮滚动半径为rr=(406.4+219560%)/2=320.2mm。质心到前、后轴的距离a和a及b和b：空载时，a=1080mm，b=1620mm；满载时，a=1345mm，b=1355mm。3.3 制动系的主要参数及其选择 3.3.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度 0 的车轮，其力矩平衡方程为：0ebfrFT (3-1)式中,fT为制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N m；BF为地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，有称为地面制动力，其方向与汽车行驶的方向相反，N；哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-12 er车轮的有效半径，m。令 etrTtF/(3-2)并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动器周缘力。Ft与地面制动力BF的方向相反，当车轮角速度0 时，大小亦相等，且Ft仅由制动器结构参数所决定。即Ft取决于制动器的结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压、或气压成正比。当加大踏板力以增大fT时，fF和BF均随之增大。但地面制动力BF受着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 BFFZ 或 ZFFBmax 式中,为轮胎与地面间的附着系数；Z 为地面对车轮的法向反力，N。制动器制动力Ft和地面制动力BF达到附着力F值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩Tt即表现为静摩擦力矩，而fFfT/er即成为与BF相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到0 后，地面制动力BF达到附着力F值后就不在增大，而制动器制动力tF由于踏板力pF的增大使摩擦力矩rF增大而继续上升。根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力1z，2z为：1221/(/)/(/)guuguuZG L Lhdg dZG L Lhdg d 图 3-2 地面制动力、制动器制动力和附着力的关系 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-13 汽车总的地面制动力为 GqdgdGFFFtuBBB/21 式中,q 为制动强度，亦称比减速度或比制动力；21,BBFF为前后轴车轮的地面制动力，N。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 122211(/)/()(/)/(*)BggBggFGLLFhLG L Lq hFGLFhLG L Lq h (3-3)上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴附着力即为极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力 FB 的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器的制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即：前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用最好。由上面的公式可以求出在任何附着系数的路面上，前后轮同时抱死即前后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是：)/()(/1221212121ggBBffBBtthqLhLFFFFgFFFF (3-4)式中,1111,ffBFFFZ为前轴车轮的制动器制动力；2222,ffBFFFZ为后轴车轮得到制动器制动力；1BF为前轴车轮的地面制动力，N；2BF为后轴车轮的地面制动力，N；21,ZZ为地面对前、后轴车轮的法向反力，N；21,LL为汽车质心离前、后轴的距离，m；G 为汽车重力，N；gh为汽车质心高度，Nm。由上式可知，前、后轮制动器的制动力1fF2fF是的函数。上式可消去，得)2/()/4(222/11222fgfgfFhLGGFLhLGF (3-5)哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-14 式中,L 为汽车的轴距，m。将上式绘成以1fF，2fF为坐标的曲线，即为理想的前、后制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 3-3 所示。如果汽车前、后制动器的制动力1fF，2fF能按曲线 I 的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多两轴汽车尤其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动器制动力1fF与汽车总制动器制动力2fF之比；表面分配比例，称为汽车制动器制动力分配系数：)/(/2111fffffFFFFF (3-6)又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。图 3-3 制动力分配曲线 定义前、后轮制动器的制动力为f1F、f2F，理想的前、后轮制动器制动力分配曲线公式：满载时，g22221141=22gfffgh LGLGFLFFhGh (3-7)将上式绘成以f1F，f2F为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，即I I曲线。下面求空载时I曲线，同样由：g 22f221141=22gffgh LGLGFLFFhGh (3-8)哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-15 选定制动力分配系数=0.7。3.3.2 制动力矩的计算 图 3-4 盘式制动器的计算简图 盘式制动器制动时力矩计算可用图 3-4 所示简图表示。假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为：12Tff PR (3-9)式中,1f 为摩擦衬块和制动盘之间的摩擦系数；P 为单侧制动块对制动盘的压紧力，N；R 为作用半径，常取平均半径mR或有效半径eR，m。令1R、1r为摩擦衬块的内半径和外半径，如图 3-5 所示。则平均半径为：图 3-5 制动盘作用半径计算图 在图 3-5 中，任取一微元面积RdRd，其对制动盘的摩擦力为1qf RdRd，该摩擦力对制动盘中心的摩擦力力矩为21qf R dRd，其中 q 为衬块与制动盘之间单位面积上的压力，则单侧衬块对制动盘的总摩擦力为：哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-16 11111()r2211Rf pqf RdRdqf r-R (3-10)单侧制动衬块作用于制动盘上的制动力矩为：112112()23rf3311RTqf R dRdqf r-R (3-11)带入有效半径eR得到：12feTf PR (3-12)于是得到有效半径：122333f11e2211T(r-R)Rf P(r-R)(3-13)若令11Rmr，则有 2413(1)emmRRm (3-14)通常情况，m值不应小于0.65。3.3.3 同步附着系数 为了避免后轴侧滑或前轮丧失转向能力，汽车在制动时，最好不出现任何车轮抱死的工况。因此，汽车能产生的最大制动减速度应是车轮临界抱死时的制动减速度。有学者如此描述：汽车以一定的减速度制动时，除去制动强度0Z外，不出现车轮抱死时所要求的(最小)路面附着系数总大于其制动强度16。这个要求的最小路面附着系数就称为汽车在该制动强度时的利用附着系数，其定义为：XbiiZiFF (3-15)其中，i为第 i 轴对应于制动强度 Z 的利用附着系数；XbiF为对应制动强度Z 时，汽车第 i 轴产生的地面制动力；ZiF为对应制动强度 Z 时，地面对第 i 轴的法向反作用力。显然要使地面的附着条件充分发挥，汽车的制动力更合理地分配，就要求利用附着系数与制动强度更接近。图 3-6 为利用附着系数与制动强度的关系曲线，通常用来描述汽车制动力分配特性。具有理想的制动力分配的汽车，其利用附着系数总是等于制动强度，即图中的对角线z。哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-17 图 3-6 利用附着系数与制动强度的关系曲线 下面分别求出前轮或后轮提前抱死时，前、后轴的利用附着系数。对于前轴，可设汽车前轴即将抱死或前、后轴即将同时抱死时产生的减速度为duZgdt，式中,Z 为制动强度。则有如下关系式：11uXbFFGz (3-16)又有：1g(b zh)ZGFL (3-17)故，前轴利用附着系数为：11g(b zh)/LXbfZFzF (3-18)同理，可求得后轴的利用附着系数为：g(1)z(zh)/Lra (3-19)通常还用制动效率来描述地面附着条件的利用程度，并说明实际制动力分配的合理性。制动效率是车轮不锁死的最大制动减速度与车轮和地面间附着系数的比值，即车轮将要抱死时的制动强度与被利用附着系数之比。则可得到前、后轴的制动效率分别为：g/h/fffzb LEL (3-20)/L(1)/rrrgzaEhL (3-21)实际上，不少汽车前、后轴制动力的分配并不能按理想曲线变化，几乎都哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-18 为一个固定值。制动器制动力的分配情况常用前轮制动器制动力占汽车总制动力的比例来表示，这个比值称为制动力分配系数，常用符号来表示，即 1uuFF (3-22)整理成前、后制动器制动力的关系为：121uuFF (3-23)式(3-23)即为实际前后制动器制动力分配曲线，称为曲线。图 3-4 中，曲线与 I 曲线的交点所对应的附着系数，称为同步附着系数，它决定于汽车结构，是反映汽车制动性能的一个参数，此时的制动减速度称为临界减速度。具有固定制动力分配比的汽车，只有在同步附着系数的路面上制动时才能使前、后制动器同时抱死。由解析法求得同步附着系数时，可得同步附着系数0为：0gLbh (3-24)满载时，00.724gLbh (3-25)空载时，00.316gLbh (3-26)对于轿车而言，满载时的同步附着系数00.6，满足要求。3.3.4 制动强度和附着系数利用率 当0时，最大总制动力为：41.174 10BFGN (3-27)制动强度为：q (3-28)附着系数利用率1 当0时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即11BFF。哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-19 最大总制动力为：42202.2 101.840.664BgGLFLh (3-29)制动强度为：2201.3551.840.664gLqLh (3-30)附着系数利用率为：2201.3551.840.664gLLh (3-31)当0时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即2BFF。最大总制动力为：41102.18 100.864+0.664BgGLFLh (3-32)制动强度为：1101.3450.864+0.664gLqLh (3-33)附着系数利用率为：1101.3450.864+0.664gLLh (3-34)由于不同的路面附着系数值不同，故其制动强度和附着系数利用率也不同。对于常见的如沥青(包括干湿)，混凝土等这些附着系数大于0.796的路面，其制动强度和附着系数利用率就按第三种情况计算，全文假设该车常用路面附着系数为=0.8。3.3.5 汽车的驻车能力计算 汽车在坡道上的驻车能力通常用驻坡效能来表示18，它是以汽车在良好路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度()来衡量。假设坡道的倾斜角为，则该路面的坡度为tan。汽车在上、下坡路面停驻时的受力简图如图 3-7、图 3-8 所示。要使汽车在坡道上停驻时，不出现下滑，必须使后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-20 相等，即可求出汽车在上坡或下坡路面上停驻时的极限坡度 tan和 tan。地面对后轴的法向作用反力及附着力可以通过分别对上、下坡路面上前轮接地点进行力矩平衡分析得到。于是有：汽车在上坡路面上可能停驻的最大坡度 tan为：tan100%gLh (3-35)汽车在下坡路面上可能停驻的最大坡度 tan为：tan100%gLh (3-36)通常情况，要求各类汽车的最大停驻坡度应不小于 1620；汽车列车的最大停驻坡度通常维持在 12左右。图 3-7 汽车上坡停驻时受力简图 图 3-8 汽车下坡停驻时受力简图 该车上坡停驻极限坡度为：哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-21 tan100%gaLh (3-37)下坡停驻极限坡度为：tan100%gaLh (3-38)故该车空载的驻车极限角为：tan=40.08%tan=27.62%空空 该车满载的驻车极限角为：tan=46.33%tan=32.28%满满 从以上计算结果可以看出该车无论是空载还是满载，上坡还是下坡，汽车的极限停驻坡度均大于 20，满足我国法规要求。3.4 盘式制动器结构参数的确定 3.4.1 制动盘直径 制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，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。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%79%，取75%。由于轮胎规格为 195/60 R16，所以轮辋直径为 16 英寸，即 406.4mm，故前制动盘直径 D1=406.475%mm=304.8mm，取 304mm，后制动盘直径取D2=284mm。3.4.2 制动盘厚度 确定制动盘厚度 s 时，需要考虑到其对制动质量和温升的影响。为降低质量，不宜把厚度 s 取得过大，而为减少温升，又不宜过小。制动盘可做成实心结构，也可在制动盘中间铸出通风孔道以解决散热通风问题。实心制动盘的厚度 s 一般可取在 1020mm 范围内，通风式取为 2050mm，多采用 2030mm。本文初步确定前通风盘取厚度 s1=25mm，后实心盘取厚度 s2=12mm。图 3-9 分哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-22 别为前通风盘与后实心盘三维效果图。(a)(b)图 3-9 (a)前通风盘，(b)后实心盘 3.4.3 摩擦衬块的内半径和外半径 推荐摩擦衬块外半径2R与内半径1R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。选21/RR=1.4，由于摩擦衬块外半径2R略小于制动盘半径30015022Dmm。所以前制动盘211501071.41.4RR mm，取105mm。后制动盘R1=140mm，R2=100mm。图3-10为摩擦衬块三维图。图3-10 摩擦衬块 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-23 3.4.4 制动衬块工作面积 在确定盘式制动器制动衬块的工作面积A时，通常根据制动器摩擦衬块单位面积所占有的汽车质量来选取，推荐其单位面积所占有的汽车质量最适宜选定在1.63.5Kg/cm2范围内。由于制动衬块为扇形，选定其到圆心的夹角为060，故工作面积为：0222106057.8360ARR2cm 摩擦衬块工作面积 A：单个前轮摩擦块 A57.82cm 单个制动器 A116.72cm 单个后轮摩擦块 A50.22cm 单个制动器 A100.42cm。3.4.5 摩擦片摩擦系数 选择摩擦副材料时，不仅希望其摩擦系数高，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。应同时把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这两项要求纳入考虑范围，不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值为0.30.5，少数可达到0.7。一般情况，材料的摩擦系数越高，其耐磨性越差。一般情况下，取摩擦系数f=0.3，可使在假设的理想条件下计算的制动器制动力矩接近近似值。另外，选择摩擦副材料时，还要尽可能地考虑减少对环境的污染和对人体的伤害。3.4.6 制动衬块的设计计算 假定衬块的摩擦面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为02uMfF R。由于所设计的轩逸轿车盘式制动器的制动衬块采用扇形摩擦表面，其径向宽度不是很大，取R等于平均半径mR或有效半径eR，在实际中已经足够精确。平均半径mR为 121262mRRRmm 有效半径eR是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示，哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-24 332122221241127331emRRmRRRRmmm 式中，121070.71150RmR 3.4.7 摩擦衬块磨损特性的计算 摩擦衬块的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度。制动盘的材质及加工情况，以及衬块本身材质等许多因素的影响。因此在理论上计算磨损性能极为困难，但实验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。目前，各国常采用的作为评价能量符合的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬块单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为2W/mm。轩逸轿车制动器的比能量耗散率为：2212114amVVetA (3-39)式中,为汽车回转质量换算系数；1V、2V为制动初速度和终速度，m/s；j为制动减速度，2m/s；t为制动时间，s；1A为前制动器衬块的摩擦面积，2mm。在紧急制动到停车的情况下，2V=0，并可以认为=1，故 21114am VetA (3-40)据有关文献推荐，计算时取减速度j=0.6g，制动初速度1V，乘用车用100km(27.8m/s)。而1A=57.92cm=57902mm，代入得：1227.84.730.6 9.8VVtsj 221117.9W/mm4am VetA 另外，用衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力即比摩擦力0f计算衬块磨损特哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-25 性，单个前轮制动器的比摩擦力为0uMfRA。当前轮处于最大制动力矩时，代入数值得：单个前轮制动器的比摩擦力为 32201369.75 10/1.84/128.5 5790uMfN mmN mmRA (3-41)3.5 盘式制动器间隙的调整方法及相应机构 制动盘与摩擦衬块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，盘式制动器的设定间隙为0.10.3mm.此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽可能小。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块的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。所设计的轩逸轿车盘式制动器的间隙自调方式是利用制动钳中的橡胶密封圈的极限弹性变形量，来保持制动时为消除设定间隙所需的活塞设定行程d。当衬块磨损而导致所需的活塞形成大于d时，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间，这一不可恢复的相对位移便补偿了过量间隙。综上所述，本次设计所画盘式制动器装配效果图如图3-11所示。(a)(b)3-11 (a)制动器装配三维图，(b)装配三维图带轮胎、轮毂 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-26 3.6 制动驱动机构设计计算 3.6.1 制动驱动机构的结构型式选择 选用液压式驱动机构：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。3.6.2 制动管路的选择 为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将轿车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其它完好的回路仍能可靠地工作12。图 3-12 制动管路的多回路型式 哈尔滨工业大学本科毕业论文(设计）-27 图 3-12 所示为双轴轿车的液压式制动驱动机构的双回路系统的 5 种分路方案图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。图 3-12 的第一种是前、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。其特点是管路布置最为简单，两桥制动器独立制动当其中一套管路损坏时，另一套仍可以正常工作，保证汽车制动系的工作可靠性。当一套管路失效时，另一套管路仍能保持一定的制动效能。但是制动效能低于正常时的50%。图 3-12 的第二种是前、后轮制动管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称 X 型。其特点是结构也简单，当一套管路失效时，另一套管路使对角制动器保持一定的制动效能，为正常时的 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。图 3-13 汽车液压制动系统管路布置图总成 1-前制动钳总成;2-前制动盘总成;3-齿圈;4-传感器;5-ABS 液压执行机构;6-传感器导线;7-执行机构导线;8-ABS控制器;9-真空助力器主缸踏板总成;10-手制动总成;11-后制动器总成;12-后前盘总成;13-感载比例阀 图 3-12 的第三种是左、右前轮制动器的半