【正文】 、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。 制動性能分析 任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。 一個輪缸的工作容積 根據公式 （ 45） 式中：――一個輪缸活塞的直徑； n ――輪缸活塞的數目； δ――一個輪缸完全制動時的行程： 取δ 2mm ――消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。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。重型汽車則采用可聯鑄鐵 KTH370― 12 的制動底板。本次設計采用的材料是 HT2040。 制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。 下面的表格給出了一些國產汽車前輪盤式制動器的主要參數。 所以選擇摩擦系數 f 前輪盤式制動器主要參數確定 制動盤直徑 D 制動盤的直徑 D 希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，但制動盤受輪輞直徑的限制。 制動系統(tǒng)設計計算 制動系統(tǒng)主要參數數值 相關主要技術參數 整車質量： 空載： 1550kg 滿載： 2021kg 質心位置： a b 質心高度： 空載： hg 滿載： hg 軸 距： L 輪 距 : L 最高車速： 160km/h 車輪工作半徑： 370mm 輪 胎： 195/60R14 85H 同步附著系數： 同步附著系數的分析 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，但也喪失了轉向能力。 圖 2― 3 制動主缸工作原理圖 撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸前、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。 轎車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。 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，簡稱 HH 型。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng) 產生一定程度的制動力。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長 o． 3s― o． 9s ，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件――繼動閥 即加速閥 以及快放閥；管路工作壓力較低 一般為 o． 5MPa― o． 7MPa ，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過 桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。如圖 2― 5 c 所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。鼓式制動器按蹄的類型分為： 領從蹄式制動器 如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向 制動鼓正向旋轉 ，則蹄 1 為領蹄，蹄 2 為從蹄。 鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣泛用干各類汽車上。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用 X 型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在 材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 brake disc。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。首先介紹了汽車制動 系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。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。 本次制動系統(tǒng)應達到的目標 1）具有良好的制動效能 2）具有 良好的制動效能的穩(wěn)定性 3）制動時汽車操縱穩(wěn)定性好 4）制動效能的熱穩(wěn)定性好 本次制動系統(tǒng)設計要求 制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數制動器主要參數設計和液壓驅動系統(tǒng)的參數計算。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 （ 1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 （ 2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。但由于其操縱較沉重，不能適應現代汽車提高操縱輕便 性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。其伺服能源分別為真空能 負氣壓能 、氣壓能和液壓能。其特點是結構也很簡單，一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。 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％左占。在主缸前、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。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。 根據相關資料查出轎車 ，故取 制動器有關計算 確定前后軸制動力矩分配系數β 根據公式： （ 31） 得： 制動器制動力矩的確定 由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩： （ 32） 式中：Φ―― 該車所能遇到的最大附著系數； q――制動強度； ――車輪有效半徑； ――后軸最大制動力矩； G――汽車滿載質量； L――汽車軸距； 其中 q （ 33） 故后軸 后輪的制動力矩為 前軸 T 前輪的制動力矩為 后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取 制動鼓直徑 D 輪胎規(guī)格為 195/60R14 85H 輪輞為 14in 輪 輞直徑 /in 12 13 14 15 16 制動鼓內徑 /mm 轎車 180 200 240 260 貨車 220 240 260 300 320 查表得制動鼓內徑 D 240mm D 14 根據轎車 D/在 ～ 之間選取 取 D/ D 249mm， 制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度 b 制動蹄摩擦襯片的包角β在β ～范圍內選取。為使質量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。模壓材料的撓性較差．故應佐按襯片或襯塊規(guī)格模壓。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同 軸度公差＜ ，徑向跳動量≤0． O 5mm，靜不平衡度≤ 1． 。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；鉚接的噪聲較小。 制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。 制動輪缸 制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。 液壓制動驅動機構的設計計算 后輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 根據公式 （ 41） 式中： p――考慮到制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓， p 8Mp～ 12Mp. 取 p 10Mp 查 Santana2021 轎車使用與維護手冊得 P 7065N 30mm 根據 GB752487 標準規(guī)定的尺寸中選取 ,因此輪缸直徑為 30mm。 得一個輪缸的工作容積 3925mm 全部輪缸的工作容積 根據公式 （ 46） 式中： m――輪缸的數目； V 2V+2V 22826+23925 13502mm 制動主缸與工作容積設計計算 制動主缸應有的工作容積 式中： V――全部輪缸的總的工作容積； ――制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量； V 13502mm 轎車的制動主缸的工作容積 可取為 13502 mm 主缸直徑和活塞行程 S 根據公式： （ 47） 一般 S d 取 S d 得 根據 GB752487 標準規(guī)定的尺寸中選取 ,因此主缸直徑為 28mm。 制動效能 制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度 制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。則汽車將偏離原來的路徑。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。 所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動系必須妥善處理的問題。 制動距離 S 在勻減速度制動時，制動距離 S 為 S 1/（ t+ t/2） /254 式中， t:消 除蹄與制動鼓間隙時間，取 t：制動力增長過程所需時間取 故 S 1/（ + ） /254 轎車的最大制動距離為： S +V/150 V 取 30km/小時。 1）比能量耗散率 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 式中：：汽車回轉質量換算系數，緊急制動時，； ：汽車總質量； ，：汽車制動初速度與終速度， /；計算時轎 車取 ； ：制動時間，；按下式計算 t ：制動減速度， 106； ，：前、后制動器襯片的摩擦面積； 7600mm,質量在 ― , 故取 30000mm ：制動力分配系數。 2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 16 最大停駐坡高度應不小于 16%～ 20%，故符合要求。 參考文獻 [1] ：清華大學出版社 , 2021 [2] ：機械工業(yè)出版社 ,2021 [3] ：人民交通出版社 ,1999 [4] 中國 CNKI 論文數據庫 [5] 劉惟信 .汽車制動系統(tǒng)的結構分析與設計計算 .北京：清華大學出版社 ,2021 [6] 崔 ：陜西科學技術出版社 ,1984 [7] ：機械工業(yè)出版社 ,2021 [8] 吉林工業(yè)大學汽：機械工業(yè)出版社 ,1981 [9] ：機械工業(yè)出版社 ,1999 [10] ：人民交通出版社 ,1995 [11] 林 寧 .汽車設計 . 北京：機械工業(yè)出版社 ,1999 [12] 張國忠 現代設計方法在汽車設計中的應用 粟利萍汽車實用英語致 謝 轉眼間，近一學期的畢業(yè)設計就要結束了， 畢業(yè)設計是專業(yè)教學計劃中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是理論聯系實際，實踐性很強的一個教學環(huán)節(jié)。 附 錄 1 外文翻譯 Automobile Brake System The braking system is the most important system in cars. If the brakes fail, the result can be d