盤鼓一體式制動器設計【豐田花冠轎車制動系統的設計優秀課程畢業設+含6張CAD圖紙+帶任務書+49頁加正文2.07萬字】【clsj01】

盤鼓一體式制動器設計【豐田花冠轎車制動系統的設計優秀課程畢業設+含6張CAD圖紙+帶任務書+49頁加正文2.07萬字】【詳情如下】【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】任務書.doc制動后蹄摩擦片.dwg制動塊.dwg制動盤鼓.dwg制動蹄.dwg前封面.doc文件清單.txt活塞.dwg目錄.doc裝配圖.dwg評語.doc說明書.doc摘 要本說明書主要介紹了豐田花冠轎車制動系統的設計。首先介紹了汽車制動系統的發展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優缺點進行分析。最終確定方案采用盤鼓一體式制動器。除此之外，還介紹盤鼓一體式制動器主要部件的參數選擇及主要零部件的結構形式與設計計算，制動管路布置形式等的設計過程。同時對設計系統進行了性能分析與校核計算。關鍵詞 制動系統、結構設計、分析計算AbstractThe paper introduced the Toyota Corolla car braking system design. First introduced the braking system's development, structure, classification, and through the drum brake and disc brake structure and analyzes the advantages and disadvantages of. Final solution using integrated type brake drum. In addition, also introduces the integral brake drum parameter's choice of main components and the main components of the structural form and the design calculation, brake pipe layout form design process. At the same time, the design of system performance analysis and checking calculation.Key words: braking system, structural design, calculation and analysis目錄摘 要IAbstractII第1章 緒 論111 制動系統設計的意義112 制動系統發展歷史和現狀113 本次制動系統應達到的技術要求214 本次制動系統設計要求2第2章 制動系統方案論證分析與選擇32.1 制動器形式方案分析32.1.1鼓式制動器32.1.2盤式制動器72.1.3簡單制動系82.1.4動力制動系92.1.5伺服制動系102.2液壓分路系統的形式的選擇102.2.1II型回路112.2.2X型回路112.2.3其他類型回路112.3 液壓制動主缸的設計方案12第3章 制動系統設計計算143.1   制動系統主要參數數值143.1.1相關主要技術參數143.1.2同步附著系數的分析143.2 鼓式制動器有關計算15制動力矩分配系數15制動器制動力矩的確定15鼓式制動器的結構參數與摩擦系數的選取163.3  盤式制動器主要參數確定173.4 制動器制動因數計算18鼓式制動器效能因數183.5  制動器主要零部件的結構設計18第4章 液壓制動驅動機構的設計計算224.1 制動輪缸直徑與工作容積的設計計算224.2 制動主缸直徑與工作容積的設計計算234.3 制動踏板力與真空助力器24制動踏板力24FP>500N    應加真空助力器24真空助力器的選擇24第5章 制動性能分析265.1 制動性能評價指標265.2 制動器制動力分配曲線分析285.3 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算295.4 駐車制動計算31致 謝34參考文獻35 哈爾 濱華德學院 畢業設計 任務書 學生姓名 寧宇 系部 汽車工程系 專業、班級 車輛工程 0893112 班 指導教師姓名 李宏剛 職稱 副教授 從事 專業 車輛工程 是否 外聘 是 否 題目名稱 盤鼓一體式制動器設計 一、設計 目的、意義 制動器是 汽車制動系統中真正使汽車停止的部件。大多數現代汽車的前輪上都裝有 盤式制動器 ，甚至有些汽車四個車輪上都裝有盤式制動器 ，而鼓式制動器多用在商用車上。 盤鼓一體式制動器 結合了盤式和鼓式制動器的特點 ，結構 尺寸緊湊， 目前在豐田的部分車型和榮威等車型上安裝 ，能夠起到制動效能增強的作用 。 通過 該 制動 總成的設計，使學生加強對汽車總成結構、功能等方面的深入認識，同時，鍛煉獨立分析問題和解決問題的能力。 二、設計內容、 技術 要求 （研究方法） 本設計要求根據給定的設計參數，設計 盤鼓一體式制動器 。 設計內容如下： （ 1）根據給定的設計參數， 對設計的 盤鼓一體式制動器 結構進行具體 分析 和 選型 ，計算主要的結構參數， 完成 相應 零部件 的 選擇和 校核 ； （ 2） 根據說明書中計算的主要結構尺寸和參數，繪制主要零件圖和裝配圖。 技術要求 如下 ： （ 1） 要求設計的 盤鼓一體式制動器 結構能夠滿足 裝配性、加工工藝性等要求； （ 2）運動 部件 不會發生過約束或欠約束等問題，運動部件 間不會產生運動干涉 ； （ 3） 要求設計制動器 的液壓缸 在 制動蹄 磨損后能夠自動補償間隙 ； （ 4） 設計的承載部件應滿足強度和剛度等方面的要求 。 哈爾 濱華德學院 三、設計完成后應提交的 成果 （一）計算說明部分 （ 1） 提交設計說明書 1 份，字數 1 萬以上 （ 2）設計說明書 參考文獻 10 篇以上，且有 2 篇外文參考文獻 （ 3） 設計說明書 格式參照日志中的要求 （二）圖紙部分 折合 紙兩張，其中 1 張 配圖 四、設計 進度安排 2011 年 10 月 11 日 教師 下達任務書， 開始畢業設計 2011 年 10 月 21 日 準備 開題答辯 2011 年 11 月 18 日 由 指導教師組織畢業設計中期自檢工作 2011 年 11 月 25 日 系里組織 畢業設計中期檢查，檢查時要求圖紙草圖 及說明書草稿 全部完成 2011 年 12 月 9 日 系 里 進行結題檢查，結題時要求正式圖紙完成并簽字 2011 年 12 月 16 日 完成全部設計圖紙及文檔并進行完最終修改 2011 年 12 月 19 日 上午 11 點前，學生上交畢業設計論文全部材料 2011 年 12 月 29、 30 日 參加畢業設計答辯 五、主要參考資料 （ 1） 機械設計手冊，機械工業出版社， 2004 （ 2） 汽車設計，清華大學出版社， 2001 （ 3） 車工程手冊（中文第二版） ， 北京理工大學出版社， 2004 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 哈爾濱工業大學華德應用技術學院 畢業設計（論文） 題 目 盤鼓一體式制動器 設 計 專 業 汽車工程 系 學 號 1089311216 學 生 寧宇 指導教師 李宏剛 答辯日期 哈工大華德學院 哈工大華德學院畢業設計（論文）評語 姓名： 寧宇 學號： 1089311216 專業： 車輛工程 畢業設計（論文）題目： 盤鼓一體式制動器 設計 工作起止日期： 2011 年 10 月 9 日起 2011 年 12 月 30 日止 指導教師對畢業設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見： _ 指導教師簽字： 指導教師職稱： 評閱人評閱意見： _ _ _ _ 評閱教師簽字： _ 評閱教師職稱： _ 答辯委員會評語： _ _ _ 根據畢業設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學生 畢業設計（論文）答辯成績評定為： 對畢業設計（論文）的特殊評語： _ 答辯委員會主任（簽字）： 職稱： _ 答辯委員會副主任（簽字）： 職稱： _ 答辯委員會委員（簽字）： _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 年 月 日 哈爾濱工業大學華德學院（論文） I 摘 要 本說明書主要介紹了豐田花冠轎車制動系統的設計。首先介紹了汽車制動系統的發展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優缺點進行分析。最終確定方案 采用盤鼓一體式制動器。除此之外，還介紹盤鼓一體式 制動器主要部件的參數選擇及主要零部件的結構形式與設計計算，制動管路布置形式等的設計過程。同時對設計系統進行了性能分析與校核計算。 關鍵詞 制動系統、結構設計、分析計算 哈爾濱工業大學華德學院（論文） he s In s of of At of 爾濱工業大學華德學院（論文） 錄 摘 要 . I . 1 章 緒 論 . 1 1 1 制動系統設計的意義 . 1 1 2 制動系統發展歷史和現狀 . 1 1 3 本次制動系統應達到的技術要求 . 2 1 4 本次制動系統設計要求 . 2 第 2 章 制動系統方案論證分析與選擇 . 3 動器形式方案分析 . 3 式制動器 . 3 式制動器 . 7 單制動系 . 8 力制動系 . 9 服制動系 . 10 壓分路系統的形式的選擇 . 10 回路 . 11 回路 . 11 他類型回路 . 11 壓制動主缸的設計方案 . 12 第 3 章 制動系統設計計算 . 14 制動系統主要參數數值 . 14 關主要技術參數 . 14 步附著系數的分析 . 14 式制動器有關計算 . 15 制動力矩分配系數 . 15 制動器制動力矩的確定 . 15 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數的選取 . 16 盤式制動器主要參數確定 . 17 動器制動因數計算 . 18 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 式制動器效能因數 . 18 制動器主要零部件的結構設計 . 18 第 4 章 液壓制動驅動機構的設計計算 . 22 動輪缸直徑與工作容積的設計計算 . 22 動主缸直徑與工作容積的設計計算 . 23 動踏板力與真空助力器 . 24 制動踏板力. 24 00N 應加真空助力器 . 24 真空助力器的選擇 . 24 第 5 章 制動性能分析 . 26 動性能評價指標 . 26 動器制動力分配曲線分析 . 28 擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 . 29 車制動計算 . 31 致 謝 . 34 參考文獻 . 35 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 1 第 1章 緒 論 1 1 制 動系統設計的意義 汽車制動系統是汽車行駛的一個重要主動安全系統，其性能的好壞對汽車行駛安全有著至關重要的影響。隨著汽車的行駛速度和路面復雜程度的提高，更加需要高性能，壽命長的制動器。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統 ,它是制約汽車運動的裝置。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。本次畢業設計題目為豐田花冠轎車 制動系統設計。 制動器是汽車制動系統中真正使汽車停止的部件。大多數現代汽車的前輪上都裝有 盤式制動器 ，甚至有些汽車四個車輪上都裝有盤式制動器，而鼓式制動器多用在 商用車上。 盤鼓一體式制動器結合了盤式和鼓式制動器的特點，結構 尺寸緊湊，目前在豐田的部分車型和榮威等車型上安裝，能夠起到制動效能增強的作用。通過該制動總成的設計，使學生加強對汽車總成結構、功能等方面的深入認識，同時，鍛煉獨立分析問題和解決問題的能力 1 2 制動系統發展歷史和現狀 隨著車輛安全性的日益提高 ,車輛制動系統也歷經了數次變遷和改進。從最初的皮革摩擦制動 ,到后來的鼓式、盤式制動器 ,再到機械式 動系統 ,緊接著伴隨電子技術的發展又出現了模擬電子 動系統、數字式電控 從制動 系統的供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動器 4 個組成部分的發展歷程來看，都不同程度地實現了電子化。人作為控制能源，啟動制 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 2 動系統，發出制動企圖；制動能源來自儲存在蓄電池或其它供能裝置；采用全新的電子制動器和集中控制的電子控制單元 (行制動系統的整體控制，每個制動器有各自的控制單元。機械連接逐漸減少，制動踏板和制動器之間動力傳遞分離開來，取而代之的是電線連接，電線傳遞能量，數據線傳遞信號，所以這種制動又叫做線控制動。這是自從 1 3 本次制動系統應達到的技術要求 （ 1）具有良好的制動效能 （ 2）具有良好的制動效能的恒定性 （ 3）制動時汽車的方向穩定性好 （ 4）操縱輕便 （ 5）可靠性好 （ 6）減少公害 1 4 本次制動系統設計要求 根據給定的設計參數，對設計的盤鼓一體式制動器結構進行具體分析和選型，計算主要的結構參數，完成相應零部件的選擇和校核；同時根據說明書中計算的主要結構尺寸和參數，繪制主要零件圖和裝配圖 ，最終進行對設計出的制動系統的各項指標進行評價分析。 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 3 第 2章 制動系統方案論證分析與選擇 動器形式方案分析 汽車制動器幾乎 均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 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。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在 輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： （ 1）領從蹄式制動器 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 4 圖 2從蹄制動器 如圖 2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。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變為反向旋轉，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。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?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 （ 2）雙領蹄式制動器 圖 2領蹄制動器 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 5 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變為從蹄 故它又可稱為單向雙領蹄式制動器。如圖 2 2 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。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變為雙從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力 大于后軸，而倒車時則相反，正適應這種制動器的特點。此外，它上面有兩個成 180度夾角的輪缸，若裝在后輪，則無法附加駐車制動的驅動機構，因而不適用于后輪。 （ 3）雙向雙領蹄式制動器 圖 2向雙領蹄制動器 如圖 2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。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪 制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 （ 4）單向增力式制動器 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 6 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。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。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 （ 5） 雙向增力式制動器 圖 2向增力制動器 如圖 2示，將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄 共用的，則成為雙向增力式制動器。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。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動 共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪 缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由 于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 7 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。本次設計最終采用的是 增力式制動器。 式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （ 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。 定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列 優點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 （ 2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器 相同。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。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優點 : （ 1）制動穩定性好 線變化平衡，所以對摩擦系數的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 8 的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩定性和可靠性。 （ 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。 （ 3）輸出力矩平衡 （ 4）制動盤的通風冷卻較好 ，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩定性好，制動時所需踏板力也較小。 （ 5）車速對踏板力的影響較小。 綜合以上優缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。前盤選用 浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。 根據制動力原的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓 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。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結 構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。 液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優點是作用滯后時間短 (0 1s 0 3s)，工作壓力大 (可達 10 12缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時 (更低時 )， 由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統都不能繼續工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。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。 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 9 力制動系 動力制動系是以發動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此 處的踏板力較小且可有適當的踏板行程。 動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系 3種。 （ 1）、氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為 85野汽車和客車上。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 (0 3s 0 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0 50 7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。 （ 2）、氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統作為普通的液壓制動系統主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優點。由于其氣壓系統的管路短，故作用滯后時間也較短。 顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為 9t 11 （ 3）、全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統的優點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優點。但其結構復雜、精密件多，對系統的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 10 以及極少數的重型礦用自卸汽車上。 服制動系 伺服制 動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置使人力與動力可兼用，即兼用人力和發動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統產生，而在動力伺服系統失效時，仍可全由人力驅動液壓系統產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。 按伺服系統能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能 (負氣壓能 )、氣壓能和液壓能。 壓分路系統的形式的選擇 a) b) c) d) e) 圖 2路回路系統形式 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統，即應是雙回路系統，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 11 一個回路發生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 回路 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統，即一軸對一軸的分路型式，簡稱 圖 2其特點是管路布置最為簡單，可與傳統的單輪缸 (或單制動氣室 )鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。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。對于前輪驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。 回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交 叉型，簡稱 圖 2示。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。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩定性。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值 (至20 這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩定性。 他類型回路 左、右前輪制動器的半數輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前 輪制動器的另半數輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱 圖 2示。 兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱 ，如圖2 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 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 12 個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱 ，如圖 2種型式的雙回路系統的制功效能最好。 的織構均較復雜。 與、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。 單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與 緊急制動時后輪極易先抱死。 綜合以上各個管路的優缺點最終選擇 壓制動主缸的設計方案 為了提高汽車的行駛安全性，根據交通法規的要求，一些轎車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統。雙回路制動系統的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。 轎車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯在一起而構成。儲蓄罐中的油經每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。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。 主缸不制動時，前、后兩工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自得旁通孔和補償孔之間。 當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通過制動推桿推動后腔活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前腔活塞前移，前腔壓力也隨之升高。當繼續踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續提高，使前、后制動器制動。 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。 若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端頂到主缸缸體上。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 13 立必要的液壓而制動。 由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制動系統中任一回路失效時，串 聯雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，導致汽車制動距離增長，制動力減小。大大提高了工作的可靠性。 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 14 第 3章 制動系統設計計算 制動系統主要參數數值 關主要技術參數 主要參數的選取根據豐田花冠汽車車系報表，見表 3 3田花冠轎車參數配置 基本參數 數值 空載汽車質量 1150載汽車質量 1800心位置 載質心高度 載質心高度 距 輪距 輪距 高車速 160km/h 輪胎 195/60步附著系數 同步附著系數的分析 (1)當 0時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩定工況，但喪失了轉向能力； (2)當 0時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發生后軸側滑而使汽車失去方向穩定性； (3)當 0時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，但也喪失了轉向能力。 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 15 分析表明，汽車在同步附著系數為 的路面上制動 (前、后車輪同時抱死 )時，其制動減速度為 ，即0q， q 為制動強度。而在其他附著系數 的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度 q 這表明只有在 0的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據相關資料查出轎車0 取0=式制動器有關計算 制動力矩分配系數 根據公式： （ 3 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： eg )( 1m a （ 3 式中： 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； 2+ (3后輪的制動力矩為 2/ 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 16 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數的選取 （ 1） 、制動鼓直徑 D 輪胎規格為 195/60 輪輞為 15 查表 3內=260r =15 根據轎車 D/ 取 D/ =381= 參照 309 取 D=2502)制動蹄摩擦襯片的包角和寬度 b 制動蹄 摩擦襯片的包角在 = 90 120 范圍內選取。 取 = 100 根據單個制動器總的襯片摩擦面積 A 取 200 300 2取 A=300 2b/D= 取 b=b=0250 3)摩擦襯片 初始角0的選取 根據 )2/(900 = 90 -（ 100 /2） = 40 (4)張開力 a 根據 a=哈爾濱工業大學華德學院（論文） 17 得： a=125=100動蹄支撐銷中心的坐標位置 c 根據 c=： c=125=1005)摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些， 而且還要求其熱穩定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。 后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩定值約為 少數可達 般說來，摩擦系數越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設計時，并非一定要追求最高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于 250 時，保持摩擦系數 f = 不成問 題。 在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取 f=外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 所以選擇摩擦系數 f=盤式制動器主要參數確定 (1)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。 (2)制動盤厚度選擇 制動盤厚度直接影響制動盤質量和工作時的溫升。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。通常，實心制動盤厚度可取為 10 20 有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20 50 多采用 20 0 (3)摩擦襯塊內半徑 2 摩擦襯塊的外半徑 1的比值不大于 此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻， 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 18 接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。 (4)摩擦襯塊工作面積 A 推薦根據制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在 2 3.5 2選取。 動器制動因數計算 鼓式制動器效能因數 (1)領蹄制動蹄因數： 根據公式3 h/b=2.6;c/b= 12)從蹄制動蹄因數： 根據公式3 得 2制動器主要零部件的結構設計 (1)制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加 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 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 19 負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約 20一 30，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽轎車的實心制動盤，其厚度約在20間，適用于總重 1200 3400車型上。本次 設計采用的材料為 (2)制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 2或球墨鑄鐵 8制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄。 (3)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。 (4)摩擦材料 制動摩擦材料應只有角而穩定的摩擦系數，抗熱衰退性能要好，不應在溫升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的吸水 (油、制動液 )率，低的壓縮率、低的熱傳導率 (要求摩擦襯塊么 300的加熱板上：作用 30板的溫度不越過 190 )和低的熱膨脹率 ，高的抗壓、抗打、抗剪切、抗彎購性能和耐沖擊性能；制動時應不產生噪聲、不產生不良氣味，應盡量采用污染小印對人體人害的庫擦材料。 當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調整摩擦性能的填充刑 (出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成 )勺噪聲消除別 (主要成分為石墨 )等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差故應佐按襯片或襯塊規格模壓。其優點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。本次設計采用的是模壓材料。 (5)制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和 大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。 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。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為 15N 20 N 貨車為 30 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 20 N 40 N 型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差 向跳動量 0 O 5不平衡度 1 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚 取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由 ll 0 擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 712、重型載貨汽車為 1318動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是 (6)制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為 35車的約為 5擦襯片的厚度，轎車多為 4 55車多為 8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。本次制動蹄采用的材料為 (7)制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可聯鑄鐵 12 的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用 45 號鋼。 (8)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。為了使具有支承銷的一 個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面 同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵 (12)或球墨鑄鐵(18)件。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。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 (9)制動輪缸 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 21 制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵 缸簡為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。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。本次設計采用的是 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 22 第 4章 液壓制動驅動機構的設計計算 動輪缸直徑與工作容積的設計計算 根據公式pd w 4 式中： p 考慮到制動力調節裝置作用下的輪缸或灌錄液壓， p=82對盤式制動器可 再高些。壓力越高則輪缸直徑就越小，但對管路尤其是制動軟管廈管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格。 取 p=10=2 21 =2186154 =170 F0= 1 7 424據 因此輪缸直徑為 44 輪缸的工作容積 24 （ 4 式中： 一個輪缸活塞的直徑； n 輪缸活塞的數目； 一個輪缸完全制動時的行程 初步設計時可取 =2哈爾濱工業大學華德學院（論文） 23 知 2m ，求全部輪缸的總工作容積 V 。 一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結構確定，必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行。 現取壁厚 8 于 此按厚壁進行校核。 (4式中： 輪缸壁厚； 試驗壓力（當缸的額定壓力 16，取 缸筒材料許用應力， = （b為材料抗拉強度，n 為安全系數，一般取 n=5）。 由于 8 以壁厚強度滿足要求。 制動主缸直徑與工作容積的設計計算 制動主缸的直徑應符合 524 87 的系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為 16， 19， 22， ( ( 24， (26， 28， ( 30， 32， 35， 38， 42， 46 制動主缸應有的工作容積 (4式中： V 全部輪缸的總工作容積； V 制動軟管在液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，貨車取 ，式中 V 為全部輪缸的總工作容積。 主缸活塞直徑定： 626 0 7 6 941 m 爾濱工業大學華德學院（論文） 24 （ 4一般 mm 取mm 此 求知 根據 524 87的系列尺寸取 30動踏板力與真空助力器 制動踏板力 114 2 （ 4 式中： 制動主缸活塞直徑； P 制動管路的液壓； 制動踏板機構傳動比；取 制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取 00N 應加真空助力器 真空助力器的選擇 若以F 與踏板力 F 的比值， 如果8（最大允許到 22），該汽車則應安裝真空助力器。因此，需要真空助力器。 汽車可能達到的總制動力是 4 0 7 3 Vd 6 4110100 3 22 2 哈爾濱工業大學華德學院（論文） 25 (4式中： 踏板力， N；對于轎車 200 250；對于貨車 300 450； 哈爾 濱華德學院 畢業設計 任務書 學生姓名 寧宇 系部 汽車工程系 專業、班級 車輛工程 0893112 班 指導教師姓名 李宏剛 職稱 副教授 從事 專業 車輛工程 是否 外聘 是 否 題目名稱 盤鼓一體式制動器設計 一、設計 目的、意義 制動器是 汽車制動系統中真正使汽車停止的部件。大多數現代汽車的前輪上都裝有 盤式制動器 ，甚至有些汽車四個車輪上都裝有盤式制動器 ，而鼓式制動器多用在商用車上。 盤鼓一體式制動器 結合了盤式和鼓式制動器的特點 ，結構 尺寸緊湊， 目前在豐田的部分車型和榮威等車型上安裝 ，能夠起到制動效能增強的作用 。 通過 該 制動 總成的設計，使學生加強對汽車總成結構、功能等方面的深入認識，同時，鍛煉獨立分析問題和解決問題的能力。 二、設計內容、 技術 要求 （研究方法） 本設計要求根據給定的設計參數，設計 盤鼓一體式制動器 。 設計內容如下： （ 1）根據給定的設計參數， 對設計的 盤鼓一體式制動器 結構進行具體 分析 和 選型 ，計算主要的結構參數， 完成 相應 零部件 的 選擇和 校核 ； （ 2） 根據說明書中計算的主要結構尺寸和參數，繪制主要零件圖和裝配圖。 技術要求 如下 ： （ 1） 要求設計的 盤鼓一體式制動器 結構能夠滿足 裝配性、加工工藝性等要求； （ 2）運動 部件 不會發生過約束或欠約束等問題，運動部件 間不會產生運動干涉 ； （ 3） 要求設計制動器 的液壓缸 在 制動蹄 磨損后能夠自動補償間隙 ； （ 4） 設計的承載部件應滿足強度和剛度等方面的要求 。 哈爾 濱華德學院 三、設計完成后應提交的 成果 （一）計算說明部分 （ 1） 提交設計說明書 1 份，字數 1 萬以上 （ 2）設計說明書 參考文獻 10 篇以上，且有 2 篇外文參考文獻 （ 3） 設計說明書 格式參照日志中的要求 （二）圖紙部分 折合 紙兩張，其中 1 張 配圖 四、設計 進度安排 2011 年 10 月 11 日 教師 下達任務書， 開始畢業設計 2011 年 10 月 21 日 準備 開題答辯 2011 年 11 月 18 日 由 指導教師組織畢業設計中期自檢工作 2011 年 11 月 25 日 系里組織 畢業設計中期檢查，檢查時要求圖紙草圖 及說明書草稿 全部完成 2011 年 12 月 9 日 系 里 進行結題檢查，結題時要求正式圖紙完成并簽字 2011 年 12 月 16 日 完成全部設計圖紙及文檔并進行完最終修改 2011 年 12 月 19 日 上午 11 點前，學生上交畢業設計論文全部材料 2011 年 12 月 29、 30 日 參加畢業設計答辯 五、主要參考資料 （ 1） 機械設計手冊，機械工業出版社， 2004 （ 2） 汽車設計，清華大學出版社， 2001 （ 3） 車工程手冊（中文第二版） ， 北京理工大學出版社， 2004 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日