锐志制动系统设计说明书23517.pdf

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1、 制动系统课程设计 姓名:詹东东 学号:20110402226 指导老师:宋晓琳 2015 年 1 月 1 目录 目录.1 一、制动系统主要参数数值.2 二、制动方案.2 三、制动系统主要参数的确定.3 3.1 制动盘直径 D.3 3.2 制动盘厚度的选择.3 3.3 摩擦衬块内半径 R1 和外半径 R2.3 3.4 摩擦衬块工作面积.3 3.5 摩擦衬块摩擦系数 f.4 四、制动系统相关计算.4 4.1 同步附着系数的分析.4 4.2 地面对前、后轮的法向反作用力.5 4.3 制动器有关计算.5 4.3.1 确定前后制动力矩分配系数.5 4.3.2 制动器制动力矩的确定.5 4.3.3 盘式

2、制动器的制动力计算.6 4.3.4 应急制动力矩.7 4.3.5 驻车制动力矩.7 4.4 衬块磨损特性的计算.8 4.5 液压制动驱动机构的设计计算.10 4.5.1 前轮制动轮缸直径d的确定.10 4.5.2 制动主缸直径0d的确定.10 4.6 制动踏板力pF和制动踏板工作行程pS.11 五、制动器主要零部件的结构设计.12 5.1 制动盘.12 5.2 制动钳.12 5.3 制动块.12 5.4 摩擦材料.12 5.5 制动轮缸.12 六、设计图纸.13 6.1 装配简图.13 6.2 摩擦盘.13 6.3 摩擦衬块.14 七、心得体会.15 参考文献.16 2 一、制动系统主要参数数

3、值 锐志汽车相关主要参数 编号 名称 符号 数值 单位 1 满载质量 M0 1955 kg 空载质量 M 1580 kg 2 重力 G 19159 N 3 质心高（满载）hg 700 mm 4 质心高（空载）hg 4 轴距 L 2850 mm 5 质心至前轴的距离（满载）a 1425 mm 6 质心至后轴的距离（满载）b 1425 mm 7 前轴负荷（满载）Wf 9579.5 N 8 后轴负荷（满载）Wr 9579.5 N 9 轮距 l 1535 mm 轮胎相关参数 轮胎有效半径=轮辋半径+（名义断面宽度高宽比）二、制动方案 丰田锐志属于运动性轿车，驱动方式为前置后驱，悬架形式为前双叉臂、后多

4、连杆，制动系统采用的是前通风盘式、后盘式制动器。规格 235/45 R18 断面宽度（mm）235 高宽比 0.45 轮辋直径（mm）457.2 轮胎有效半径 332.35 3 三、制动系统主要参数的确定 3.1 制动盘直径 D 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，可以降低制动钳的夹紧力，减少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70一 79。总质量大于 2t 的汽车应取上限。由于该轿车结构比较紧凑这里去制动盘的直径D 为轮辋直径的百分之 70%，即 D=457.20.70=343mm 3.2 制动盘厚度的选择 制动盘厚度对制动盘

5、质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取得大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为 1020mm，通风式制动盘厚度取为2050mm，采用较多的是 2030mm。在高速运动下紧急制动,制动盘会形成热变形,产生颤抖。为提高制动盘摩擦面的散热性能,大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘,这样可使制动盘温度降低 20%30%。前通风盘式，后盘式制动，厚度：201 hmm，102 hmm。3.3 摩擦衬块内半径 R1 和外半径 R2 摩擦衬块（如图 3-1所示）是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上

6、的摩擦材料。摩擦衬块分为摩擦材料和底板,两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径及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，最终导致制动力矩变化大。因为制动器直径 D 等于 343mm,则摩擦块1712Rmm 取5.1/12RR，所以1141Rmm。图 3-1 摩擦衬块 3.4 摩擦衬块工作面积 4 对于盘式制动器衬块工作面积 A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在2kg/cm5.36.1范围内选用。选择单个制动器 A=1502cm，则满足要求。3.5 摩擦衬块摩擦系数 f 选择摩擦片时不仅

7、希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应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的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.30.5，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250时，保持摩擦系数f=0.350.40 已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。所选择摩擦系数f=0.35。

8、总结得到参数如表 3.4 所示 表 3.4 制动器基本参数 制动盘外径/mm 工作半径/mm 制动盘厚度/mm 摩擦衬块厚度/mm 摩擦面积 前轮 343 142.5 20 9 150 后轮 343 142.5 10 9 150 四、制动系统相关计算 4.1 同步附着系数的分析（1）当0时：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0时：制动时总是后轮先抱死，这是容易发生后轴策划而使汽车丧失方向稳定性；（3）当0时：制动时汽车前后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步系数为的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动减速度为gqgdtdu，即

9、q=0,q 为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度 q0,这表明只有在0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。根据相关资料查出0=0.7，故取0=0.7。5 4.2 地面对前、后轮的法向反作用力 若在不同附着系数的路面上，前、后轮同时抱死（不论是同时抱死或分别先后抱死），此时GFFbX或gdtdu/。地面作用于前、后轮的法向反作用力为 ）gZ1(hbLGF （3-1）)(gZ2haLGF （3-2）4.3 制动器有关计算 4.3.1 确定前后制动力矩分配系数 根据公式：g0hbL （3-3）得到：0.672.851.4250.70.7g0Lbh （

10、3-4）4.3.2 制动器制动力矩的确定 应 急 制 动 时，假 定 前 后 轮 同 时 抱 死 拖 滑，此 时 所 需 的 前 桥 制 动 力 矩 为 eg1)(rhbLGM （3-5）式中，G 为赛车重力；L 为轴距；a 为汽车质心到前轴的距离；gh为汽车质心的高度；为附着系数；er为轮胎有效半径。当=0=0.7 时，N/m299533235.07.0)7.07.0425.1(85.219159)(eg1rhbLGM 即2995N/mmax1M 因为=0.67 (3-6)所以1475N/mmax2M 6 4.3.3 盘式制动器的制动力计算 假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力

11、分布均匀，则制动器的制动力矩为 RfFM02 （3-7）式中，f为摩擦因数；0F为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则 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 5.1422114171221RRRmmm 式中，1R和2R为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。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（推导见离合器设计）m m4.144)()(322122132e3RRRRR （3-8）式中，21/RRm.因为1m,41)1(2 mm,故mReR，m越小，则两者差值越大。应当指出，

12、若m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处得滑磨速度相差太远，磨损不均匀，因为单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于 0.65.假定衬块的摩擦表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 RfFM02 （3-9）式中，f为摩擦因数；0F为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则 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 5.142221mRRR （3-10）式中，1R和2R为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。对于前制动器 29

13、95N/mM (3-11)所以30025N0.14250.35229952fRMFO 7 对于后制动器 1475N/mM (3-12)所以14787N0.14250.35214752fRMFO 4.3.4 应急制动力矩 应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为：gaBhLgLmFF122 此时所需的后桥制动力矩为：12.190166935.3327.07007.0285014258.9195512egaeBrhLgLmrFN.mm 现用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的制动力矩为 FB2re/2=950834.57N.mm 4.3.5 驻车制动力矩 汽车上坡停驻时，后桥附着力为

14、：)sincos(12LhLLgmFga 汽车在下坡停驻时，后桥附着力为：)sincos(12LhLLgmFga 汽车可能停驻的极限上坡路倾角1，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，由 8 1111sin)sincos(gmLhLLgmaga 得85.257007.0285014257.0arctan11ghLL 1是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为66.177007.0285014257.0arctan11ghLL 安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由1所确定的极限值37.283165

15、585.25sin35.332101955sin1eagrmN.mm，并保证下坡路上停驻的坡度不小于法规的规定值。4.4 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景况，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特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量

16、负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为 W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为 1222112)(21tAvvmea)1(2)(21222212tAvvmea jvvt21 式中，am为汽车总质量；为汽车回转质量

17、系数；12,v v为制动初速度和终速度（m/s）；j 为制 9 动减速度(m/s2);t 为制动时间（s）；1,2A A为前，后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（mm2）;为制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下，v2=0,并可认为=1，故 1211221tAvmea)1(2212212tAvmea 乘用车的盘式制动器在1100/(27.8/)vkm hm s和0.6jg的条件下，比能量耗散率应不大于 6.0W/mm2。t=27.8/6=4.63(s)/(03.310020063.427.08.27195521221mmWe6.0W/mm2.2e=1.22（2mm/w）6.0W/mm2.另一个磨

18、损特性指标是 衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力 f0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为 RAMf0 式中，M为单个制动器的制动力矩；R 为制动器半径（衬块平均半径mR或有效半径eR）；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。所以105.02005.14229950f（N/mm2）满足要求。式中，M为单个制动器的制动力矩；R 为制动鼓半径（衬块平均半径mR或有效半径eR）；A 为单个制动器衬片（衬块）摩擦面积。在gj6.0时，鼓式制动器的比摩擦力0f以不大于2/48.0mmN为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力ffpom/=1.371.602/m

19、mN（设摩擦因素f=0.30.35）。这比过去一些文献中推荐的mp要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。2om0.3N/mm0.105/0.35/ffp。符合要求。10 4.5 液压制动驱动机构的设计计算 4.5.1 前轮制动轮缸直径d的确定 制动轮缸对制动块施加的张开力0F与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为 )/(40pFd (4-1)制动管路压力一般不超过 1012aMP。取aMP10p。18.5mm10103.14299546d (4-2)轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、3

20、2mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为 19mm.同理，后轮制动轮缸直径13.7mm101014.3147546d。因此取后轮制动轮缸直径为19mm.4.5.2 制动主缸直径0d的确定 第i个轮缸的工作容积为：ndVi1ii24 (4-3)式中，id为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；i为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对盘式制动器可取 2.0-2.5mm.此处取2mm.所以一个前轮轮缸的工作容积为311219567mm42前V 一个后轮轮缸的工作容积为311219567m m42后V 所有轮缸的总工作容积为mVV1

21、i,式中，m为轮缸数目。制动主缸应有的工作容积为VVV0,式中V为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作容积可为：对于乘用车VV1.10;对于商用车VV3.10。此处取VV1.10。11 所以3后前2267mm)567567(22）（VVV 302 4 9 4 m m1.1VVVV (4-4)主缸活塞行程0S和活塞直径0d为 00O24SdV (4-5)一般0S=（0.81.2）od。此处取0S=od。所以 30O4dV 14.7mm4300Vd (4-6)主缸的直径od应符合 QC/T311-1999 中规定的尺寸系列，具体为 16mm、19mm、22mm、28mm、32mm、35

22、mm、38mm、40mm、45mm。所以取得160dmm。4.6 制动踏板力pF和制动踏板工作行程pS 制动踏板力pF为：)1(14p0p2ipdF (4-7)式中，0d为制动主缸活塞直径；p 为制动管路的液压；pi为探班机构的传动比；为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.820.90.此处取pi=6，=0.88.制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为 500N（乘用车）。所以500N384.2N0.881611010(0.016)4)1(1462p0p2ipdF 符合设计要求。制动踏板工作行程pS为 )(m2m10ppSiS (4-8)式中，1m为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取 1

23、.5mm2mm;2m为主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作时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。制动器调整正常时的踏板工作行程pS,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%60%。为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持 0.050.14MPa的残余压力。最大踏板行程，对乘用车应不大于 100150mm,此外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于 400N，制动手柄最大行程对乘用车不大于 160mm。150mm120mm2)26(16)(m2m10pSiSp 符合设计要求。12 五、制动器主要零部件的结构设计 5.

24、1 制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加 Cr 或 Ni 等合金铸铁制成。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约20-30%，但盘得整体厚度较厚。而一般不带通风盘的汽车制动盘，其厚度约在 10-13mm 之间。本次设计采用的材料为 HT250。.5.2 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。5.3 制动块 制动块由背板和摩擦衬块组成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一

25、起。5.4 摩擦材料 制动摩擦材料应具有稳定的摩擦系数，抗热衰退性要好，不应在温升到某一数值以后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能，制动时应不产生噪声、不产生不良气味、应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。当前，制动器广泛采用模压材料。5.5 制动轮缸 制动轮缸采用单活塞式制动轮缸，其在制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶快，以支承插槽中的制动蹄，极端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封

26、圈或靠在活塞内端面处得橡胶皮碗密封。本次设计采用的是 HT250.13 六、设计图纸 6.1 装配简图 6.2 摩擦盘 14 6.3 摩擦衬块 15 七、心得体会 在做课程设计设计的日子，虽然过程很枯燥乏味，但是每当有进展的时候，都会特别有成就感。当然课程设计的顺利完成免不了宋老师的功劳。在开始之时，在我没有方向感和困惑的时候，然后我一步一步去做、去想，你就会慢慢知道你接下来要做什么。在设计之中，我也碰到许多的困难和疑惑，是宋老师的指点迷津，让我恍然大悟。在这里我想对您说声：谢谢！刚开始得时候我对制动器的结构和原理还不是很清楚，通过自己查资料和询问老师，最后很清楚其结构和工作原理，同时对我的画图工作起到了很大的作用。感谢一起奋斗的同学们，因为有了大家的共同奋斗和勉励，才有了课程设计的顺利完成，希望各位从中学到知识，以一颗积极的心态来迎接未来的挑战。16 参考文献 1陈家瑞，马天飞.汽车构造(下册)第五版.北京：人民交通出版社,2005 2余志生.汽车理论（第 5 版）.北京：机械工业出版社，2009 3王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2006 4王国权.汽车设计课程设计指导书.北京：机械工业出版社，2010 5刘涛.汽车设计.北京：北京大学出版社，2008