【導讀】本人所呈交的畢業(yè)論文（設計）是我在導師的指導下進行的研究工作及取得的研究成果。對本論文（設計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中作了明確說明。有權將論文（設計）用于非贏利目的的少量復制并允許論。文（設計）進入學校圖書館被查閱。保密的論文（設計）在解密后適用本規(guī)定。論文正文字數(shù)不少于萬字。引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。汽車制動系使行駛中。在斜坡上)駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日。益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。本說明書主要介紹了一款國產(chǎn)轎車制動系統(tǒng)的設計。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。采用液壓雙回路前盤后鼓式制動器。Keywords:brake、diskbrake、drumbrake、designparameters、braking

　　

【正文】 22 313221 21 RRfqd R df q RT RR ??? ? ?? 單側襯塊施加在制動盤的總摩擦力為 ???? )( 212221 RRfqd R df q RfN RR ??? ? ?? 得有效半徑為 ： )2]()(1[34322 21221 2121223132e RRRR RRRR RRfNTR f ????????? 令 ?21RR m= 則有：AVRmmR ])1(1[34 2e ???= 因 121 ??RRm ， 41)1( 2 ??mm ，故 me RR? 。 當 21 RR? ， 1?m ， me RR? 。 但當 m 小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 M 值一般應不小于 。 29 制動輪缸中的液壓 ? ，在考慮制 動力調(diào)節(jié)裝置作用的情況下，其值一般為 ? =8～12Mpa，制動時管路內(nèi)的液壓一般不大于過 10～ 12Mpa，盤式制動器的管路可能會再高些，因此這里 取 ? =10Mpa 來計算制動輪缸工作面積： S=π 23d /4= 式 中 3d 為活塞的直徑，取 3d =56mm 單側制動塊施加在制動盤上的壓緊力： N=? S=10000000 =25000N 單個制動器制動力矩： fT = mNRf2 =2 25000 = max1f fTT ? ，符合制動力矩要求。 制動性能分析計算以及校核 汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。 制動性能評價指標 汽車制動性能主要由以下三個方面來評價： 1）制動效能； 2）制動效能的穩(wěn)定性； 3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性。 制動減速度和制動距離計算 制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動 距離來評價。 （ 1）制動減速度計算 假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產(chǎn)生。此時 j = mrM r?/總 式中 M 總 ：汽車前、后輪制動力矩的總合 M 總 = M? 1 + M? 2 =+= r 滾動半徑 r =300mm Ga— 汽車總重 Ga=1660kg 30 代入數(shù)據(jù) 得 j =（ 1660） =轎車制動減速度應在 — 7m/s2 ,所以符合要求。 （ 2） 制動距離計算 在勻減速度制動時，制動距離 S為 S=1/（ 12t + 2t112 ） aV + ?2542aV 式中， 12t ：消除蹄與制動鼓間隙時間，取 112t ：制動力增長過程所需時間取 故 S=1/（ + ） 30+ 302/254 = 轎車的最大制動距離為： TS =+V2 /150 V取 30km/小時。 TS = 30+302/150=9m S TS 所以符合要求 （ 3）駐車制 動計算 1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角 ? hgL Larctg ??? ?? 1 = ?? ?arctg =? 式中： ? ：車輪與輪面摩擦系數(shù)，取 ； 1L ：汽車質(zhì)心至前軸間距離； L ：軸距 。 gh ：汽車質(zhì)心高度。 最大停駐坡高度應不小于 16%～ 20%，故符合要求。 2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 39。? 31 39。 1Larctg L hg?? ?? ? = ?? ?arctg =16? 最大停駐坡高度應不小于 16%～ 20%，故符合要求。 駐車制動 32 第六章 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算 前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 前輪制動輪缸直徑 根據(jù)公式 pFdw ?02? 式中： p—— 考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓， p=8Mp～ p=10Mp 查標準手冊 0F =19625N 得 1 9 6 252 ???wd=56mm 根據(jù) GB752487 標準規(guī)定的尺寸中選取 ,因此輪缸直徑為 56mm。 前輪制動輪缸工作容積的設計計算 一個輪缸的工作容積 wV 根據(jù)公式 ?? nww dV 1 24 ?? 式中： wd —— 一個輪缸活塞的直徑； n —— 輪缸活塞的數(shù)目； δ —— 一個輪缸完全制動時的行程： 4321 ????? ???? 取δ =2mm 1? —— 消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程。 2? —— 由于摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞。 3? ， 4? —— 分別為盤式制動器的變形與制動盤的變形而引起的輪缸活塞行程。 33 得 一個輪缸的工作容積 ? ?? 112 =4924mm3 后輪制動器輪缸直徑與工作容積的設計計算 后輪制動輪缸直徑 制 動輪缸對制動塊的作用力 P與輪缸直徑 wd 及制動輪缸中的液壓 p之間有如下關系式： 根據(jù)公式 pFdw ?02? 式中： p—— 考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓， p=8Mpa～ 12Mpa. 取 p=10Mpa 查轎車使用與維護手冊得，制動輪缸對制動塊的反作用力 0F =7065N 70652 ???wd =30mm 根據(jù) GB752487 標準規(guī)定的尺寸中選取 ,因此輪缸直徑為 30mm。 后輪制動輪缸工作容積 一個輪缸的工作容積 wV 根據(jù)公式 ??nww dV 1 24 ?? 式中： wd —— 一個輪缸活塞的直徑； n —— 輪缸活塞的數(shù)目； δ —— 一個輪缸完全制動時的行程： 4321 ????? ???? 初步設計時δ可取 取δ =2mm 1? —— 消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。 34 2? —— 由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。 3? ， 4? —— 分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。 得一個輪缸的工作容積 ? ?? 2121 =2826mm3 全部輪缸的工作容積 根據(jù)公式 ?? mwVV 1 式中： m—— 輪缸的數(shù)目； V=2V1w +2V 2w =2?2826+2?4924=15500mm3 制動主缸與工作容積設計計算： 制動主缸應有的工作容 積 VVVm ??? 式中： V—— 全部輪缸的總的工作容積； V? —— 制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量； 在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為 Vm=；貨車取 Vm=，式中 V 為全部輪缸的總工作容積。 由上面計算得出 V=15500mm3 轎車的制動主缸的工作容積可取為 mV == 15500=17050 mm3 主缸直徑 md 和活塞行程 Sm 根據(jù)公式：mmm sdV 24?? 一般 Sm =()dm 取 Sm = dm 得 md =3??mV = 317050?= 35 根據(jù) GB752487 標準規(guī)定的尺寸中選取 ,因此主缸直徑為 30mm。 活塞行程計算公式 sm= dm=27mm 制動踏板力與踏板行程 制動踏板力 pF 根據(jù)公式： ?? 114 2 pmp ipdF ? 式中： md —— 制動主缸活塞直徑； P—— 液壓 制動管路液壓，制動時一般不超過 10～ 12Mpa，取 10Mpa pi —— 制動踏板機構傳動比；取 pi = 412?rr ?—— 制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取 ?=～ 。 取 ?= 根據(jù)上式得： 662 ????????pF=2746N 200~250N 所以需要加裝真空助力器。 IFF Pp /39。 ? 式中： I ：真空助力比，取 12。 /PF =2746/12= 轎車制動踏板力 pF 一般不應超過 500N~700N。液壓制動踏板機構的設計受駕駛員能發(fā)揮的踏板力影響，這取決于人體的因素?？紤]到女性和身體較弱的駕駛員，設計選取200~250N 的踏板力產(chǎn)生 的減速度；此外，作用在制動手柄上的力對轎車不應該超過 400N；對貨車不應超過 600N。 經(jīng)驗證設計符合要求 制動踏板工作行程 px )( 21 mmmpp six ?? ??? 36 式中： 1m? —— 主缸推桿與活塞的間隙，一般取 ～ 2mm；取 1m? =2mm 2m? —— 主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮 碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程； 制動器零件的彈性變形、熱變形以及制動襯塊的磨損等都會影響主缸容積，此外制動驅(qū)動系統(tǒng)的信號指示還要占用一部分制動液。因此，制動踏板的全行程應大于正常工作行程。制動器調(diào)整正常時的踏板工作行程 px 約為踏板行程全行程的 40%~60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。 汽車的制動踏板全行程以及制動手柄的行程應該有上限值，轎車的踏板全行程不超過 100mm~150mm，貨車的踏板全行程不應超過 170mm~180mm；轎車制動手柄行程不應超過 160mm，貨車制動手柄行程不應超過 220mm。 根據(jù)上式得： )2227(4 ???px =124mm＜ 150mm 故所得結果 ,符合設計要求。 37 結 論 設計過程中參考了大量國內(nèi)、外相關的書籍和文獻資料。運用經(jīng)驗法選取某轎車制動系統(tǒng)相關數(shù)據(jù)并一一代入公式驗證，最后經(jīng)過大量驗證計算后選取最合適數(shù)據(jù)。通過對轎車制動系統(tǒng)的結構和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后制動器，制動管路布置，制動主缸進行了設計及計算，并繪制 出了前、后制動器裝配圖、零件等圖。 理論上，本設計首先根據(jù)給定的整車參數(shù)和技術、使用要求，并比較不同類型制動器的優(yōu)缺點，確定制動器的結構形式；然后通過對制動力矩、制動效能因數(shù)、制動距離、制動溫升、制動磨損等的計算、校核以及在此基礎上進行的零部件結構設計，使設計達到了預期的效果； 在現(xiàn)代汽車中，盤式制動器的使用越來越廣泛，因為其具有制動效能及熱穩(wěn)定性好， 對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻等一系列有點。但是對于傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動器，可利用制動蹄的增勢效應而達到很高的制動效能因數(shù)。并具有多種不同性能 的可選結構型式，對各種汽車的制動性能要求的適應面廣。 并且有著極為豐富的理論研究資料和實際使用經(jīng)驗，在以后的設計和應用中，通過大量的努力，從制動器的結構設計，以及制動器摩擦材料等方面加以研究，一定可以設計出既可 充分發(fā)揮蹄－鼓式制動器制動效能因數(shù)高的優(yōu)點，同時又具有摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩(wěn)定以及制動器間隙自動調(diào)節(jié)機構較理想等優(yōu)點的新型制動器。 38 致 謝 通過這次設計，使我對大學四年來所學習的知識有了一個總結性的檢閱和考核。使自己初步掌握了汽車制動器的設計方法，以及有關的理論知識和專業(yè)知 識，且較能熟練地掌握有關手冊和技術資料的運用方法，是我們是否能夠合格畢業(yè)，是否有能力走向社會，面對自己的工作崗位的一向必不可少的基本能力的訓練。畢業(yè)設計期間，向老師請教過許多問題，有時老師還在百忙中主動幫助我。在老師的幫助過程中，師生之間有了更多接觸的時間和機會，加強了師生間的溝通和了解，進一步增進了師生之情。作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。這次畢業(yè)設計讓我各方面的能力都得到了很大的提高， 同時也發(fā)現(xiàn)和認識到自己還存在的許多的不足，為日后的工作和學習