乘用车盘式制动器设计(课程设计必备).doc

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1、 乘用车盘式制动器设计提供全套毕业论文，各专业都有盘式制动器设计目 录摘要I1 绪论11.1研究意义11.2国内外发展现状11.3制动系统应具有的功能和应满足的要求21.4课题任务32 制动器方案的选择42.1方案选择的依据42.2方案的选定42.2.1制动器选择42.2.2前、后制动器的选择62.3行车制动器的标准和法规83 制动器的主要参数及其选择93.1 制动力与制动力分配系数93.2 同步附着系数计算123.3 制动器最大制动力矩163.4 利用附着系数和制动效率183.4.1利用附着系数193.4.2制动效率E、E203.5制动器制动性能核算204 制动器主要零件的设计计算224.1

2、制动盘主要参数的确定224.1.1制动盘224.1.2制动盘直径D224.1.3制动盘厚度h234.2摩擦衬块主要参数的确定234.2.1 摩擦衬块内半径R1和外半径R2234.2.2 摩擦衬块有效半径244.2.3 摩擦衬块的面积和磨损特性计算254.2.4 摩擦衬块参数设计核算274.3液压制动驱动机构的设计计算284.3.1制动轮缸直径d与工作容积V284.3.2制动主缸直径与工作容积294.3.3制动踏板力294.3.4踏板工作行程S295 制动器主要零件的结构设计315.1制动钳315.2制动块315.3摩擦材料315.4盘式制动器工作间隙的调整32致谢34参考文献35汽车盘式制动器

3、发展浅析361.3制动系统应具有的功能和应满足的要求汽车制动系统必须具备如下功能：1） 在汽车行驶过程中能以适当的减速度使车降速到所需值，甚至停车；2） 使汽车在下坡行驶时保持稳定的速度;3） 使汽车可靠在原地（包括斜坡）停驻;制动系应满足的要求: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） 制动时汽车操纵稳定性好;7） 制动踏板和手柄的位置和行程应符合人机工程学要求;8） 作用滞后的时间要尽可能短;9） 制动时不能产生噪声和振动;10）与悬架、转向装置不产生运动干涉，

4、在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动;11）能全天侯使用;12）制动系机件的使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维。1.4课题任务调研现在制动器理论、设计、制造发展的趋势，以及现代优化技术发展的状况，通过模仿其它车型的制动器和参数来确定制动器的结构和组成形式。主要包括：前后制动器形式，前后制动器制动力分配，、同步附着系数、利用附着系数、制动效率得计算以及驱动机构的设计和计算。最后根据设计的结果完成盘式制动器的设计 盘式制动器也开始用于某些不同等级的客车和载货汽车上。有些重型载货汽车采用多片全盘式制动器以获得大的制动力矩，但

5、制动盘的冷却条件差，温升较大。盘式制动器有固定钳式，浮动钳式，浮动钳式包括滑动钳式和摆动钳盘式两种型式。滑动钳式是目前使用广泛的一种盘式制动器。由于盘式制动器热和水稳定性以及抗衰减性能较鼓式制动器好，可靠性和安全性也好，而得到广泛应用。目前越来越多的乘用车采用“前盘后盘”式的制动器配置方案。2.2.2前、后制动器的选择由于是轻型乘用车，考虑结构上的原因、所要满足的对象为乘用车和现代汽车制动器应用的发展趋势，前、后制动器均采用盘式制动器。按固定元件的结构可分为钳盘式和全盘式两类。（1） 钳盘式制动器此种制动器的固定元件为制动块，装在与车轴相连接且不能绕车轴旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面积

6、小，在盘上所占的中心角一般仅为3050度，故这种盘式制动器又叫做点盘式制动器。按制动钳的结构不同，有以下几种。（2） 固定钳式如图22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。 优点：除活塞和制动钳以为无其他滑动件，易保证制动钳的刚度、结构和制造工艺易于实现鼓式到盘式的改进、适应于分路系统要求。缺点：制动器径向和轴向尺寸受油道布置的影响而较大，增加了汽车布置难度，

7、不适应现代轿车、固定钳易使制动液温度过高而汽化（3）浮动钳式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(见图23)。因而有滑动钳式盘式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。但它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。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。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(

8、摩擦表面对背面的倾斜角为6左右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为l mm)后即应更换。（4）全盘式制动器（如图24）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。图24 多片全盘式制动器1-旋转花键鼓，2-固定制动盘，3-外盖，4-带键螺栓，5-旋转制动盘，6-内盖， 7-调整螺纹挡圈，8-活塞回位弹簧，9-活塞套筒，10-活塞，11-活塞密封圈，12-放气螺钉，13-套筒密封圈，14-轮缸缸体，

9、15-弹簧座盘，16-垫块，17-摩擦衬片最后，根据各种制动器的优缺点，考虑到所适应的车型、现代乘用车制动器应用发展趋势以及经济成本，满足本课题任务要求，该车前、后制动器均采用滑动钳盘式制动器。2.3行车制动器的标准和法规行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定，它是制动性能最基本的评价指标。下表给出了中、欧、美等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。表21制动距离和制动稳定性要求综合国外有关标准和法规，可以认为：进行制动效能试验时的制动减速度j，轿车应为5.87m/s2（制动初速度v=80kmh）；载货汽车应为4.45.5ms2 (制动初速度见表

10、1)。相应的最大制动距离ST：轿车为ST=0.1v+v2/150；货车为ST=0.15v+ v2/115，式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，ST单位为m；v单位为kmh。我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88 ms2)，其条件如下：轿车制动初速度5080km/h、踏板力不大于400N；小型客车（9座以下）和轻型货车（总重3.5t以下）制动初速度5080km/h、踏板力不大于500N;其它汽车制动初速度3060km/h、踏板力不大于700N。但实际上踏板力值比法规规定小，要考虑操纵轻便性与同类车比较来确定。3制动器的主要参数及其选择制动器设计中需要预先给定的长安羚羊轿车整车参数有

11、：汽车轴距L=2365mm；车轮有效=280mm；汽车空、满载时的总质量=865Kg，=1190Kg；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷=519Kg，=642.5Kg；后轴负荷，；空、满载时的质心位置：质心高度=660mm，=530mm；空、满载质心距前轴距离=946mm，=1088mm；质心距后轴距离=1419mm，=1227mm等。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: (31)式中 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，Nm；地面作用于车轮上的制动力，即地面与

12、轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。 令 (32) 并称之为制动器制动力，与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、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比例。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 （33） 或 （34）式中 轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力，N。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平

13、衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升如图(31)。 根据汽车制动时的整车受力分析如图32，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Z1，Z2为： (35)式中 G汽车所受重力，N； L汽车轴距,mm；汽车质心离前轴距离，mm；汽车质心离后轴的距离，mm；汽车质心高度，mm； g重力加速度，m/s；-汽车制动减速度, m/s。汽车总的地面制动力为: (36)式中 q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力；，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:

14、（37） （38） 上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力的函数。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(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； (2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)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得最好。由式(36)、式(37)和式(38)求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： (39) 式

15、中 前轴车轮的制动器制动力，N，；后轴车轮的制动器制动力，N，；前轴车轮的地面制动力，N；后轴车轮的地面制动力，N；，地面对前、后轴车轮的法向反力，N； G汽车重力，N；，汽车质心离前、后轴距离,mm；汽车质心高度，mm。由式(39)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。由式(39)中消去，得： (310) 将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图33所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动

16、力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： （311） 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。3.2 同步附着系数计算式 (311) 可表达为： (312)上式在图33中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=,则称线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：对于前、后制动器制动

17、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，可能有以下情况： (1)当，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。为了防止汽车的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du/dt=qg=g，即q=，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动

18、时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况可用附着系数利用率 (或附着力利用率)来表达，可定义为： (313)式中 汽车总的地面制动力，N；G汽车所受重力，N；q制动强度。当=时， q=，=1,利用率最高。当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。如何选择同步附着系数，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车

19、总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。的选择与很多因数有关。首先，所选的应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。此外，的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，的选择是一个综合性的问题，上述各因数对的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0

20、.550.70；大型客车及中重型货车：0.450.65。如何选择同步附着系数，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。理想情况下，前后车轮同时抱死，前后制动器的制动力计算根据所给定的技术参数、公式、F.取分别为0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0时计算空载和满载的制动器制动力，列表如下：值 空载 满载FKNFKNF/ FFKNFKNF/ F0.10.540.321.690.640.521.230.21.131.601.881.340.991.350.31.770

21、.821.162.101.401.50.42.371.002.372.901.761.650.53.21.132.833.752.071.810.63.981.213.294.662.322.000.74.821.243.895.632.522.230.85.701.224.676.652.672.500.96.621.165.717.722.603.01.07.601.057.248.842.513.52满载时取F/ F2.23则同步附着系数 （314） 空载时.32满载时.76根据设计经验，满载的同步附着系数应在下列范围内：轿车：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0.550.70；大型

22、客车及中重型货车：0.450.65。3.3 制动器最大制动力矩最大制动力是在满载时汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式(38)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为： =2.7式中 ,汽车质心离前、后轴距离，mm;同步附着系数；汽车质心高度，mm。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即： 式中 前轴制动器的制动力，N ;后轴制动器的制动力，N ;作用于前轴车轮上的地面法向反力，N；作用于后轴车轮上的地面法向反力，N；车轮有效半径，mm。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附

23、着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为： （315） （316）对于选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。为了保证在的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为： (317) (318)式中 该车所能遇到的最大附着系数；q制动强度;车轮有效半径，m。因为所选取的车型为羚羊乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（317）和（318）计算制动器在路面附着系数

24、为0.8时的后轴和前轴最大制动力矩：后轴： = =753(Nm)前轴：=1676(Nm)式中 该车所能遇到的最大附着系数，=0.8；q制动强度；车轮有效半径，=0.28m。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。3.4 利用附着系数和制动效率为了防止前轴失去转向能力和后轴侧滑，汽车在制动过程中最好不要出现前轮先抱死的危险情况，也不要出现后轮先抱死或前、后轮都抱死的情况，所以应当在即将出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的最高制动减速度。若在同步制动附着系数的路面上制动，则汽车的前、后车轮同时达到抱死状态，此时的制动强度q=，为同步附着系数。而在其他

25、附着系数的路面制动时到达前轮或后轮抱死的制动强度小于路面附着系数，表明只有在=的路面上，地面的附着力才能充分被利用。所谓利用附着系数是：在某一制动强度q下,不发生任何车轮抱死所需要的最小路面附着系数。显然，利用附着系数愈接近制动强度q，即值愈小，或q/(附着效率)愈大，则路面附着条件就发挥得愈充分，汽车制动力的分配的合理程度就愈高。3.4.1利用附着系数前轴的利用附着系数设汽车的前轮刚要抱死或前后轮刚要同时抱死时产生的制动减速度为，则： ； ; (319)后轴利用附着系数：根据前轴附着系数求法同理可得： ； F= (320)分别取.、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.

26、9、1.0，把所给的技术参数代入，在时求、在不同路面附着系数下的值。空载满载0.10.120.060.130.070.20.230.130.250.150.30.330.220.360.250.40.420.320.460.360.50.510.430.550.490.60.590.570.630.640.70.660.750.700.830.80.730.970.771.060.90.801.260.841.361.00.861.650.901.753.4.2制动效率E、E前轴制动效率E= （321）后轴制动效率E= （322）分别取.、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8

27、、0.9、1.0，把所给的技术参数代入公式321和公式322，在时求E、E在不同路面附着系数下的值。 3.5制动器制动性能核算根据GB7258轿车制动器制动性要求取制动初速度V=50Km/h,路面附着系数为=0.8。满载：制动距离S= （323）式中：轿车制动系统协调时间 减速度增长时间 最大制动减速度= E*g*0.8=7.73m将上述值代入公式（323）得： S=14.42mS=19m所以满足要求。4 制动器主要零件的设计计算4.1制动盘主要参数的确定4.1.1制动盘 制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形式有平板形（用于全盘制动器）和礼帽形（见右图，用

28、于浮动钳盘式制动器）。后种的圆柱部长度取决于布置尺寸。制动盘在工作时不仅承受着制动块的作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。制动盘的工作表面应光滑平整，制造时应严格控制端面的跳动量，两侧表面的平行度不应大于0.008mm，盘的表面粗糙度不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。表41 一些轿车制动盘技术要求车型表面跳动量/mm两侧表面的不平行度/mm静不平衡量/N奥迪0.030.010.5云雀0.050.031.5奥拓0.0151.04.1.2制动盘直径D该车选用的轮胎规格为165/70 R13.查标准得轮辋直径Dr为330mm。制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半

29、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%79%。选取制动盘直径： 前制动盘D=75%Dr=0.75*330=248mm后制动盘D=70%Dr=0.7*330=231mm4.1.3制动盘厚度h制动盘厚h对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小，制动盘的厚度不宜取得很打；为了降低温度，制动盘的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。一般实心制动盘厚度可取为1020mm，通风制动盘厚度可取2050mm，采用较多的是20mm30mm.选取前实心制动盘厚度为h=16mm：

30、后实心制动盘厚度为h=12mm。4.2摩擦衬块主要参数的确定4.2.1摩擦衬块内半径R1和外半径R2推荐摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5.若比值偏大，工作时衬块的外圆与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终导致制动力矩变化较大。取前制动器摩擦衬块外半径R2=120mm，内半径R1=80m；后制动器摩擦衬块外半径R2=114mm，内半径R1=76mm。对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如图42所示：前制动器摩擦衬块平均半径：=100mm；后制动器摩擦衬块平均半径：=95mm4.2.2摩擦衬块有效半径盘式制动器的计算用简图

31、如图43所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为： （41）式中 摩擦系数；N单侧制动块对制动盘的压紧力(见图43)，N；R作用半径，mm。根据图42，在任一单元面积只RdR上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中p为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为： （42）单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： （43）f摩擦系数 f=0.36摩擦衬块扇行弧度角一半 =得有效半径为： （44）令，则有：前制动器制动衬块有效半径：=101.3mm后制动器制动衬块有效半径：96mm4.2.3 摩擦衬块的面积和磨损特性计算摩擦

32、衬块的磨损，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，则衬片衬块的磨损愈严重。表42制动器摩擦衬块摩擦面积汽车类别汽车总质量m/t单个制动器总的衬块摩擦面积轿车0.91.51002001.52.5200300

33、客车与货车1.01.51202001.52.51502502.53.52504003.57.03006507.012.0550100012.017.06001200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Wmm2。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： （45） （46） =4.73（s） （47）式中 汽车回转质量换算系数；汽车总质量，=1190Kg；，汽车紧急制动初速度与终速度，ms；计算时轿车取km/h(27.8m/s)，=0； j制动减速度，ms2，计算时取j=0.

34、6g； t制动时间，s； 单个前、后制动器总的衬块摩擦面积，cm；制动力分配系数，=0.69。推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6Kg/cm3.5Kg/cm，则：单个前制动器总的衬块摩擦面积: 单个后制动器总的衬块摩擦面积：得到：44 cmNm后轮实际制动力矩=4*=1004NmNm故设计符合要求。4.3液压制动驱动机构的设计计算 制动轮缸为液压制动系统采用的活塞式制动衬块张开机构，结构简单在车轮制动器中布置简单方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。轮缸的工作腔由装在活塞上的密封橡胶圈密封。滑动钳盘制动只有单侧有油缸。4.3.1制动轮缸直

35、径d与工作容积V制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压P有如下关系： (48)式中 考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，= 10MPa。制动管路液压在制动时一般不超过1012MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准GB752484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、19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 这里根据最大制动力矩取前制动器轮缸直径=24mm，后制动器轮缸

36、直径d=16mm。单个轮缸的工作容积： （mm） （49）式中 一个轮缸活塞的直径，=24mm ；d=16mm；n轮缸的活塞数目，n=1；一个轮缸活塞在完全制动时的行程： 。盘式制动器可取1mm；消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，mm；因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，mm。将上述值代入公式（49）得到：前制动器单个轮缸工作容积=452 mm；后制动器单个轮缸工作容积=200 mm全部轮缸的总工作容积： =2*（452+200）=1304mm （410）式中 m轮缸数目。4.3.2制动主缸直径与工作容积 （411）式中 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

37、管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为，式中V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： =1.1*1304=1435 mm (412)一般活塞行程 =（0.81.2） ；取=根据上述公式和参数计算所得=12.2mm.主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17.5，19，20.5，22.22，28，32，35，38，40，45mm。所以最后取主缸直径为=14.5mm4.3.3制动踏板力F （413）取踏板机构传动比=5；踏板机构及液压主缸的机械效率0.9.求得F。4.3.4踏板工作行程 =(+)=5*（14.5+2+1.5）=90mm（414）主缸中推

38、杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm2mm，取=2mm；主缸活塞空行程，一般取1.5mm。求得=90mm，小于150mm，符合要求。 5 制动器主要零件的结构设计5.1制动钳 制动钳图51，由可锻铸铁KTH37012或球墨铸铁QT40018制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。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有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铝合金

39、制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体用铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。本次设计中制动钳体采用球墨铸铁，做成整体式，活塞做成圆桶式以减小接触面积。5.2制动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。为了避免只动时产生的热量传给制动钳体而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或背板后贴一层隔热减振垫。由于单位压力和工作温度高等原因摩擦衬块的磨损较快因此其厚度较大。剧统计，日本轿车和轻型汽车摩擦块的厚度在7.5mm16mm之间。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬块，我们可以选取厚度为16mm的扇形摩擦衬块。5.3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，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；制动时不应产生