1、目 錄摘 要 1ABSTRACT 21 引言 31.1 課題的來源、意義 31.2 主要工作內(nèi)容 32 汽車制動系統(tǒng) 42.1 制動系統(tǒng)的作用及工作原理 42.2 汽車制動器類型 52.2.1 鼓式制動器 52.2.2 盤式制動器 72.3 汽車制動器的結(jié)構(gòu) 82.3.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu) 82.3.2盤式制動器的結(jié)構(gòu) 82.4 鼓、盤式制動器的比較分析及選型 83 制動系統(tǒng)的理論分析 93.1 制動時車輪的受力情況 103.1.1 地面制動力 103.1.2 制動器制動力 103.1.3 附著力 103.1.4 地面制動力、制動器制動力與附著力的關(guān)系 103.2 制動力分配系數(shù) 113.2.

2、1 地面對車輪的法向反作用力 113.2.2 理想制動力分配曲線 133.2.3 實際制動力分配曲線 143.2.4 同步附著系數(shù) 143.3 制動器制動力矩的計算 143.4 制動效能因數(shù) 163.5 坡道駐車計算 174 制動系的設(shè)計計算 184.1 整車參數(shù) 184.1.1 制動器設(shè)計基本參數(shù) 184.1.2 地面制動力 184.1.3 駐車能力計算 194.2 制動器主要參數(shù)確定 204.2.1 制動盤直徑 204.2.2 制動盤厚度 204.2.3 制動襯塊外半徑與內(nèi)半徑 214.2.4 制動襯塊的工作面積 214.3 制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計 224.3.1 制動盤 224.3.2

3、制動鉗 224.3.3 制動襯塊 224.4 制動輪缸的設(shè)計計算 224.4.1 盤式制動器的壓緊力計算 234.4.2 制動輪缸的直徑和容積 234.4.3 制動主缸直徑與工作容積 244.5 汽車的性能指標(biāo) 254.5.1 制動力分配曲線 254.5.2 制動效能 295 緊急制動工況下制動器的溫度場及熱應(yīng)力分析 305.1 有限元軟件簡介 305.2 有限元模型理論基礎(chǔ) 305.3 有限元計算模型建立 325.3.1 幾何模型的建立 335.3.2 材料屬性定義 335.3.3 分析步及輸出要求設(shè)定 345.3.4 接觸定義 345.3.5 邊界條件和載荷設(shè)定 355.3.6 網(wǎng)格劃分

4、355.4 計算結(jié)果分析 366 總結(jié) 39參考文獻(xiàn) 40致謝 42摘 要汽車工業(yè)發(fā)展到今時今日，汽車的動力性能已經(jīng)能夠滿足絕大多數(shù)道路條件和運輸能力的要求。然而，汽車安全事故仍時有發(fā)生。因此，汽車安全性已經(jīng)成為汽車工業(yè)發(fā)展中不可忽視的領(lǐng)域。汽車制動系統(tǒng)是保障汽車安全性的最重要組成部分，同時其性能好壞與否也是衡量汽車安全性的重要指標(biāo)。本次畢業(yè)設(shè)計將通過設(shè)計一個汽車制動器，來系統(tǒng)地了解和學(xué)習(xí)汽車制動系統(tǒng)。本文首先對汽車制動系統(tǒng)的作用和工作原理進(jìn)行簡要的說明，通過比較各種類型汽車制動器結(jié)構(gòu)的優(yōu)勢和不足，確定要設(shè)計的制動器的結(jié)構(gòu)形式。然后，理論分析了汽車制動系統(tǒng)制動時汽車的受力情況、制動力分配和制動

5、器制動力矩等。接下來，以某國產(chǎn)轎車的整車參數(shù)為基礎(chǔ)，設(shè)計計算了制動器的制動盤、制動襯塊、制動鉗等主要部件，并運用UG軟件對這些部件進(jìn)行三維建模。最后，利用ABAQUS有限元分析軟件對制動盤進(jìn)行了溫度場和熱應(yīng)力分析，確保了制動盤滿足設(shè)計要求。關(guān)鍵詞：制動器, 制動力分配,三維建模,有限元分析Design and Analyze of Automobile BrakeABSTRACTGetting nowadays of the automotive industry, the power performance of the automobile has been able to meet th

6、e requirements of most of the road conditions and transportation capacity. However, the car accident still occurs frequently. Therefore, the safety performance of automobile has become an important area of the development of automobile industry. The braking system is the most important part of the a

7、utomobile safety, and the performance of the automobile is the important indicator of the safety of automobile. This graduation design will design a car brake in order to understand and learn automobile braking system.In this paper, the brake system of the automobile is briefly introduced, and throu

8、gh comparing the advantages and disadvantages of various types of car brake structure, determine the form of the brake. Then, the braking system of the automobile is analyzed, such as the mechanical condition, the braking force distribution and the brake torque of the brake. Next, based on a domesti

9、c automobiles parameters ,it will design and calculate of the main components of the brake, such as brake disc, brake lining block, brake calipers, and use UG software to model these components. At last, the thermal stress and temperature field of the brake disc is analyzed by ABAQUS finite element

10、software to ensure that the selected materials meet the design requirements of the brake disc.Key words: brake，braking force distribution ,three-dimensional modeling，finite element analysis汽車制動器的設(shè)計與分析1 引言1.1 課題的來源、意義2010年中國汽車工業(yè)協(xié)會公布的報告顯示，中國汽車生產(chǎn)和銷售量提前5-6年超過美國，成為了世界最大汽車消費市場。據(jù)預(yù)測，到2020年中國汽車生產(chǎn)量將達(dá)到兩千萬輛左右，并

11、且當(dāng)中兩成產(chǎn)品將出口到世界各地。以上這些數(shù)據(jù)說明，越來越多人擁有汽車，汽車已成為日常生活中必不可少的交通運輸工具，并在國民經(jīng)濟(jì)增長中起著非常重要的作用。然而，現(xiàn)代城市車流密度日益增大，致使交通事故頻頻發(fā)生，并造成極大的危害。因此，汽車的安全性問題成為了汽車生產(chǎn)商越來越關(guān)注的問題，而汽車制動性能作為七大汽車性能指標(biāo)，其作用就是保障汽車安全性能。汽車制動系統(tǒng)由許多部件組成，制動器是其中必不可少的部件。汽車在行駛過程中需要頻繁地操作制動器進(jìn)行制動，其性能可靠與否對道路安全有著很大影響。綜上所述，汽車制動性能是汽車十分重要的性能之一，不斷地改進(jìn)、完善汽車制動系統(tǒng)終究是汽車設(shè)計過程中必不可少的任務(wù)。通過

12、對汽車制動器的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機(jī)械設(shè)計的全面知識和鍛煉學(xué)生利用所學(xué)知識分析問題和解決問題的能力。1.2 主要工作內(nèi)容本文以某國產(chǎn)轎車為設(shè)計對象，基于其整車參數(shù)設(shè)計該轎車的前輪制動器。主要內(nèi)容有一下幾項：（1）對轎車制動系統(tǒng)的作用和工作原理進(jìn)行說明；（2）對轎車制動器結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行歸納分析，并總結(jié)分析鼓式制動器和盤式制動器的優(yōu)缺點，最終確定本設(shè)計所采用的制動器形式；（3）對制動系統(tǒng)進(jìn)行理論設(shè)計計算，分析制動系統(tǒng)性能，并確定制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)。（4）運用UG軟件對制動器進(jìn)行三維建模；（5）運用ABAQUS軟件對制動器進(jìn)行有限元分析。2 汽車制動系統(tǒng)2.1 制動系統(tǒng)的作

13、用及工作原理汽車制動系的作用有:一、用來是行駛中的汽車減速或停車；二、控制汽車在下坡行駛時的保持穩(wěn)定的速度；三、汽車可以在原地或斜坡上靜止停駐不動。制動系統(tǒng)一般由能量供應(yīng)機(jī)構(gòu)、操縱機(jī)構(gòu)、傳動機(jī)構(gòu)和制動器等組成。一般的汽車制動系統(tǒng)工作原理可用圖2.1，鼓式液壓制動系統(tǒng)來說明。制動鼓8被安裝在車輪輪轂上隨著車輪旋轉(zhuǎn)運動，通常制動鼓的工作面是其內(nèi)圓面（少數(shù)外束型鼓式制動器為外圓面為工作面）。制動底板11被安裝在車架上，不隨車輪轉(zhuǎn)動，兩個圓弧形的制動蹄10下端通過兩個支撐銷12安裝在制動底板上，并可以繞支撐銷轉(zhuǎn)動。摩擦片9鑲嵌在制動蹄的外表面。制動時，制動踏板1被踩動，帶動推桿2推動主缸活塞3擠壓主缸

14、4中的油液，油液通過管路5到達(dá)制動輪缸6，使制動輪缸中液壓增大推動中東輪缸中活塞運動，并帶動制動蹄繞支撐銷轉(zhuǎn)動。這樣，制動鼓內(nèi)圓面與制動蹄外圓面上的摩擦片摩擦，從而產(chǎn)生與車輪轉(zhuǎn)動方向相反的摩擦力矩，使制動鼓減速并帶動車輪減速。圖2.1 制動系統(tǒng)工作原理示意圖2.2 汽車制動器類型制動器是制動系統(tǒng)中使汽車制動減速的主要部件，它產(chǎn)生阻礙車輪旋轉(zhuǎn)運動或運動趨勢的力矩。大多數(shù)的汽車制動器的原理都是制動器中的旋轉(zhuǎn)元件與固定元件擠壓摩擦，從而產(chǎn)生令旋轉(zhuǎn)元件產(chǎn)生制動力矩，使旋轉(zhuǎn)元件的角速度減小。同時由于地面與車輪的附著條件，使地面產(chǎn)生對車輪的制動力以使汽車減速?，F(xiàn)代汽車主要使用鼓式或盤式這兩種摩擦制動器制動

15、器，其產(chǎn)生制動力矩的方式是由制動器內(nèi)的固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的相互摩擦而產(chǎn)生。因此，本次畢業(yè)設(shè)計也將選擇設(shè)計摩擦式制動器。鼓式和盤式制動器作為車輪制動器的結(jié)構(gòu)形式有很多種而且各有特點。2.2.1 鼓式制動器內(nèi)張型鼓式制動器的工作表面為制動鼓的內(nèi)側(cè)表面，這種制動器被廣泛地運用在各類汽車上，而外束型鼓式制動器的工作表面是制動鼓外側(cè)圓柱面。此外，鼓式制動器還可以按制動蹄的推動方式分類可分為輪缸式制動器、凸輪式制動器、楔式制動器。而輪缸式制動器被使用得最廣泛，其主要分類如下：（1）領(lǐng)從蹄式制動器領(lǐng)從蹄式制動器（圖2.2a）(圖2.2b）的兩個制動蹄的支承點都在兩個制動蹄的下端。領(lǐng)從蹄式制動器的制動

16、效能及制動效能穩(wěn)定性與其他形式的鼓式制動器比較在中等水平。然而，由于無論在車前進(jìn)還是倒車時，制動性能都不改變，并且其結(jié)構(gòu)相對簡單，成本較低，有利于安裝駐車制動機(jī)構(gòu)，因此這種結(jié)構(gòu)的制動器更適于中重型貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。（2）單向雙領(lǐng)蹄式制動器單向雙領(lǐng)蹄制動器（圖2.2c）的兩個制動蹄的支承點在兩制動蹄的不同端。單向雙領(lǐng)蹄制動器的正向制動效能優(yōu)勢突出，但是，在倒車制動時，則變成雙從蹄式，使制動器制動效能大大降低。單向雙領(lǐng)蹄式制動器通常作為前輪制動器而用于中級轎車。由于這種結(jié)構(gòu)的制動器有兩個輪缸，在空間上很難添加駐車制動機(jī)構(gòu)。 （3）雙向雙領(lǐng)蹄式制動器雙向雙領(lǐng)蹄式制動器（圖2.

17、2d）的結(jié)構(gòu)特點是兩個制動蹄沒有固定的支承點是浮動的，即兩個制動蹄的兩端都各自連接著輪缸活塞，并靠兩個活塞張開蹄片。因此，無論汽車前進(jìn)或倒退制動，雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的兩個制動蹄始終是領(lǐng)蹄，所以其擁有高效且穩(wěn)定的制動效能。這種結(jié)構(gòu)的制動器適用于中輕型汽車的前、后車輪。但用作后輪制動器時，后輪不能直接裝設(shè)駐車制動機(jī)構(gòu)，要另外設(shè)置中央制動器。（4）雙從蹄式制動器雙從蹄式制動器的兩個制動蹄都有一個不在同一端的支承點，而且支承點的位置為雙領(lǐng)蹄式制動器的剛好相反。各有兩個活塞的兩個制動輪缸推動制動蹄張開。雙從蹄式制動器的制動器效能最低，但制動效能穩(wěn)定性最好，一般汽車好少使用這種形式的制動器。 （5）單向增

18、力式制動器單向增力式制動器（圖2.2e）的兩個制動蹄只有其中一個有一個支承點，另一個是浮動的，并由推桿把兩個制動蹄的下端連接在一起。單向增力式制動器以一個單活塞的輪缸來產(chǎn)生推力張開制動蹄。單向增力式制動器的制動效能是最高的，但其制動效能穩(wěn)定性低。因此這種制動器僅作為汽車的前輪制動器而用于少數(shù)中輕型貨車和轎車上。（6）雙向增力式制動器雙向增力式制動器（圖2.2f）制動時，兩制動蹄上端部有一個不同時使用的共用支承點，支承點下方安裝了一個有兩個活塞的制動輪缸用于推動兩制動蹄，兩制動蹄的下端由一個推桿連接。雙向增力式制動器能產(chǎn)生很大的制動力矩但制動效能穩(wěn)定性差，并且無論前進(jìn)還是倒車制動，其制動效果都不

19、變。這種制動器常被用作汽車的中央制動器。圖2.2 鼓式制動器示意圖2.2.2 盤式制動器盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。（1）鉗盤式制動器鉗盤式制動器的固定摩擦元件是制動襯塊，旋轉(zhuǎn)元件為制動盤。制動襯塊裝在制動鉗中，而制動鉗又安裝在車軸上，不隨車輪轉(zhuǎn)動。制動盤與制動襯塊發(fā)生摩擦的面積很小，制動襯塊在制動盤上的中心角一般在30度50度，鉗盤式制動器還可以分為以下兩種：（一）固定鉗式固定鉗式的制動鉗在制動盤的兩邊都設(shè)計有制動輪缸，其被安裝在車軸上，不隨車輪轉(zhuǎn)動。制動時，僅兩制動輪缸中活塞推動的制動襯塊向制動盤移動。（二）浮動鉗式浮動鉗式盤式制動器又可以分為滑動鉗式和擺動鉗式?；瑒鱼Q式：這種結(jié)構(gòu)的制

20、動鉗只有內(nèi)側(cè)的一端設(shè)有制動輪缸，這一側(cè)的制動襯塊是可移動的，外側(cè)制動襯塊被固定安裝在制動鉗體上。其最大的特點是制動鉗體可以在制動盤的軸向方向上作一定的移動。制動時，內(nèi)側(cè)制動襯塊被活塞推動并壓向了制動盤。在反作用力作用下，制動鉗連同外側(cè)的制動襯塊壓向制動盤的另一側(cè)，直到外側(cè)與內(nèi)側(cè)制動襯塊的壓緊力相等。擺動鉗式：這種結(jié)構(gòu)盤式制動器只有一側(cè)設(shè)有制動輪缸，制動鉗體與車軸上的固定支座連接。制動鉗運動的方式與滑動式的相比從滑動變成了在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。顯然，這樣制動襯塊的磨損是不均勻的。因此，通常會把制動襯塊設(shè)計成楔形。（2）全盤式制動器全盤式制動器在制動時各摩擦表面都可以相互接觸。這是因為全盤式

21、制動器的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件都設(shè)計成圓盤形，其作用原理如同普通汽車的離合器，因此這種制動器又稱為離合器式制動器。2.3 汽車制動器的結(jié)構(gòu)2.3.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)一般的鼓式制動器主要由制動底板、制動蹄、制動鼓、回位彈簧、制動輪缸、支承銷、調(diào)整凸輪等零部件組成。制動底板被固定地安裝在車軸上面。制動底板上裝有制動蹄、制動輪缸、回位彈簧、定位銷。汽車制動時產(chǎn)生摩擦力矩由制動底板承受。每個鼓式制動器都裝有兩個制動蹄，在制動蹄的外圓面上又裝有摩擦襯片。制動鼓被安裝在輪轂上，是旋轉(zhuǎn)元件，并隨車輪旋轉(zhuǎn)運動。2.3.2盤式制動器的結(jié)構(gòu)盤式制動器主要組成部件有制動輪缸、制動盤、制動鉗、支架、制動襯塊、油管等。盤

22、式制動器的制動盤被固定安裝在汽車的傳動軸上，隨車輪轉(zhuǎn)動。制動鉗體安裝固定在車軸上，而制動輪缸通常被設(shè)計在制動鉗體內(nèi)。制動襯塊分別安裝在制動鉗體內(nèi)的兩側(cè)，制動盤在兩制動襯塊的中間，并與兩制動襯塊間留有一定的間隙。2.4 鼓、盤式制動器的比較分析及選型相對于鼓式制動器，盤式制動器的優(yōu)勢有一下幾點：（1）熱穩(wěn)定性好。作用在盤式制動器制動襯塊的表面壓力比鼓式制動器制動蹄的更均勻。鼓式制動器的制動鼓與制動蹄摩擦受熱，使制動鼓溫度升高并膨脹，制動鼓內(nèi)徑變大，使制動鼓與制動蹄的間隙變小，制動鼓只能與制動蹄的中部接觸，使制動蹄的制動效能降低。而制動盤的膨脹有限，故其性能穩(wěn)定。（2）水穩(wěn)定性好。盤式制動器的制動

23、襯塊對制動盤的壓緊力較大，致使其單位壓力較高，即使制動盤沾水，也很難滲入到制動襯塊與制動盤的間隙中；同時，又由于制動盤高速旋轉(zhuǎn)，在離心力作用下和制動襯塊的擦拭作用，入水后制動器效能也很容易恢復(fù)。（3）盤式制動器產(chǎn)生的制動力矩與汽車本身的運動方向沒有關(guān)系。（4）盤式制動器設(shè)計雙回路制動系統(tǒng)比鼓式制動器容易，雙回路制動系統(tǒng)能有效地調(diào)高制動系統(tǒng)的安全性和可靠性。（5）盤式制動器整體的質(zhì)量和尺寸都較小，并且制動盤的散熱良好。（6）由于作用在制動襯塊上的壓緊力較大且壓力分布比較均勻，故制動襯塊的磨損也更均勻。（7）更換制動襯塊簡單方便。（8）制動協(xié)調(diào)時間短，這是因為制動襯塊與制動盤間的間隙比鼓式制動器中

24、制動鼓與制動蹄的間隙短。（9）易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。盤式制動器的主要缺點：（1）由于制動盤基本完全暴露在外面，因此，其很難防止塵污粘在制動盤上。制動盤比較容易銹蝕。（2）如果要在盤式制動器上加裝駐車制動器，需要設(shè)計的手驅(qū)動機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜。（3）盤式制動器由于需要較大壓緊力，所以其驅(qū)動的機(jī)構(gòu)必須安裝助力器。（4）盤式制動器的制動襯塊工作面積比鼓式制動器的摩擦工作面積小，因此襯塊的磨損較快，使用壽命短，需要使用高性能的材料。綜上所述，盤式制動器作為乘用車的前輪制動器上比鼓式制動器更加有優(yōu)勢。因此，本次設(shè)計也將選用盤式制動器。盤式制動器中的浮動鉗式制動器僅在靠車輪的一側(cè)設(shè)置有制動輪缸，故制動器整體的軸

25、向尺寸小；由于只有一個制動輪缸，所以制動器道只要設(shè)計在制動輪缸的這一側(cè)，并且制動輪缸冷卻條件好；成本低；浮動鉗的制動襯塊除了作為行車制動裝置還可以用作駐車制動裝置。因此，選用液壓浮鉗式盤式制動器。3 制動系統(tǒng)的理論分析3.1 制動時車輪的受力情況汽車制動時，車輪受到三個力的作用。分別為：地面制動力、制動器制動力和附著力。3.1.1 地面制動力地面制動力是車輪與地面接觸過程中，地面作用于車輪上的制動力，即存在于地面與輪胎摩擦過程中所產(chǎn)生的摩擦力。常用Fxb表示地面制動力，地面制動力的方向與汽車行駛方向相反。地面制動力由兩個摩擦力決定：一是汽車制動器中制動襯塊與制動鼓（制動盤）摩擦副間的摩擦力，另

26、一個是車輪與路面摩擦副間的摩擦力。汽車總的地面制動力與前后軸車輪的地面制動力的關(guān)系為： Fxb=Fxb1+Fxb23.1.2 制動器制動力車輛制動過程中，輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力即為制動器制動力，常用F表示。制動器制動力的大小與踏板力成正比，隨踏板力的增大而增大，且與類型結(jié)構(gòu)、摩擦系數(shù)及車輪滾動半徑有關(guān)。汽車總的制動器制動力與前后軸車輪的制動器制動力的關(guān)系為： F=F1+F2制動器制動力與地面制動力的方向相反，當(dāng)車輪沒有被抱死時，制動器制動力與地面制動力的大小也相等。3.1.3 附著力附著力表示車輪與地面附著情況，其大小等于汽車總質(zhì)量乘以路面附著系數(shù)的值，即F=Fz ，其中Fz表示車

27、輪法向反作用力，表示路面附著系數(shù)。3.1.4 地面制動力、制動器制動力與附著力的關(guān)系汽車制動時，忽略車輪邊滾邊滑的情況，車輪只有滾動或抱死的情況。當(dāng)制動剛開始時，當(dāng)制動踏板力不大，則制動器產(chǎn)生的摩擦力矩也不大，此時地面制動力的產(chǎn)生的力矩大于制動器產(chǎn)生的摩擦力矩，使還可以滾動。顯然，當(dāng)車輪還處于滾動的狀態(tài)時，地面制動力Fxb總是等于制動器制動力F，此時，地面制動力與制動器制動力隨制動踏板力增大而增大，但是它們的值不能超過附著力F。隨著制動進(jìn)行，制動踏板力繼續(xù)增大，當(dāng)?shù)孛嬷苿恿xb和制動器制動力F達(dá)到附著力的值時，因為地面制動力的大小取決附著條件，此時，地面制動力Fxb不再隨制動踏板力的增大而增

28、大，其值達(dá)到最大，最大地面制動力Fxbmax=F，前、后車輪抱死并拖滑。而制動器制動力F不受附著條件的影響，其值可隨制動踏板力的增大繼續(xù)增大。三者關(guān)系如圖 3.1所示：圖3.1 制動過程中地面制動力、制動器制動力及附著力的關(guān)系3.2 制動力分配系數(shù)對一般汽車而言，當(dāng)汽車的制動器制動力足夠時，制動過程可能會發(fā)生的情況有一下幾種：（1）前輪比后輪先抱死拖滑；（2）后輪比前輪先抱死拖滑；（3）前、后輪同時抱死拖滑。從汽車?yán)碚撝锌芍?，第一種情況屬于穩(wěn)定工況，但汽車在制動時不能控制汽車方向，附著條件利用效率低；第二種情況屬于不穩(wěn)定工況，后軸車輪容易發(fā)生側(cè)滑情況，附著利用率也低；第三種情況后軸車輪不會側(cè)滑

29、，并且只有在最大制動強度下，前輪才會使汽車喪失轉(zhuǎn)向控制能力，附著條件利用率較好。3.2.1 地面對車輪的法向反作用力圖3.2是汽車制動時的受力情況。這里的理論分析假設(shè)汽車的滾動阻力力矩、空氣阻力以及旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時產(chǎn)生的慣性力矩為零。此外，如只考慮汽車車輪純滾動的過程。對前、后輪接地點取力矩得:圖3.2 汽車受力分析圖Fz1L=Gb+mdudthg.(3.1)Fz2L=Gb+mdudthg.(3.2)Fz1地面對前輪的法向反作用力，N；Fz2地面對后輪的法向反作用力，N；G汽車重力，N；a質(zhì)心到前軸中心線的距離，mm；b質(zhì)心到后軸中心線的距離，mm；m汽車質(zhì)量，kg； hg汽車質(zhì)心高度，mm；

30、dudt汽車減速度，m/s2；令dudt=zg，z稱為制動強度，代入式（3.1）（3.2）則：Fz1=G(b+zhg)/L(3.3)Fz1=G(a-zhg)/L(3.4)假設(shè)無論汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動，前、后輪都同時抱死或分別先后抱死，此時Fxb=F=G 或 dudt=g。則地面對車輪的法向反作用力：Fz1=Gb+hgL(3.5)Fz2=Ga-hgL(3.6)3.2.2 理想制動力分配曲線由汽車?yán)碚撝锌芍嚽?、后輪同時抱死時，汽車對附著條件的利用情況和汽車制動時的方向穩(wěn)定性在三種工況中是最好的。此時用理想的前、后制動器制動力分配曲線表示前、后軸制動器制動力的關(guān)系，簡稱I曲線。汽車制

31、動時滿足兩個條件時，則前、后車輪同時抱死：第一，汽車總的制動器制動力之和與整車附著力相等；第二，前、后輪制動器制動力分別與前、后輪的附著力相等，即：F1+F2=GF1=Fz1F2=Fz2 （3.7）F汽車總制動器制動力，N；F1前制動器制動力，N；F2后制動器制動力，N；將式（3.5）（3.6）代入（3.7）得： F1+F2=GF1F2=b+hga+hg(3.8)消去變量，得：F2=12Ghgb2+4hgLGF1-Gbhg+2F1(3.9)根據(jù)式(3.9)可畫出理想的前、后輪制動器制動力分配曲線（I線）。3.2.3 實際制動力分配曲線實際上，當(dāng)汽車沒有安裝制動力調(diào)節(jié)裝置時，汽車前、后軸制動力的

32、比值幾乎都為一個固定值。通常用前輪制動器制動力與汽車總制動力的比值來表示實際制動器制動力的分配情況，這個比值稱為制動力分配系數(shù)，常用表示。 =F1F=F1F1+F2 （3.10）則前、后制動器制動力的關(guān)系可寫成： F1F2=1-(3.11)若用F2=B(F1)表示，則F2=B(F1)為一條直線，則此直線為斜率tan=1-的正比例直線，這條直線即為實際前、后軸制動器制動力分配曲線，稱為曲線。3.2.4 同步附著系數(shù)同步附著系數(shù)o為實際前、后軸制動器制動力分配曲線與理想前、后軸制動器制動力分配曲線的交點所對應(yīng)的附著系數(shù)。同步附著系數(shù)表示，當(dāng)汽車的前、后制動器制動力為固定比值時，要使前、后車輪同時抱

33、死，只有在同步附著系數(shù)的路面上制動。同步附著系數(shù)可用解析法求得。以式（3.8）代入（3.11）可得： 1-=b+ohga-ohg（3.12）整理得： o=L-bhg (3.13)3.3 制動器制動力矩的計算假設(shè)制動器摩擦副摩擦表面接觸良好，且摩擦表面各處受力分布均勻，則制動器的制動力矩為： M=2fFOR (3.14) f摩擦因數(shù) FO單側(cè)制動襯塊對制動盤的壓緊力，N R作用半徑，mm取R等于平均半徑Rav或有效半徑Re圖3.3 制動襯塊作用半徑計算用圖如圖3.3所示，平均半徑Rav為： Rav=R1+r12（3.15） R1制動襯塊的內(nèi)半徑，mm； r1制動襯塊的外半徑，mm。有效半徑Re的

34、計算公式為： Re=431-m1+m2Rav（3.16）其中: m=R1r1應(yīng)指出，如果m過小，則制動襯塊的寬度過大，制動襯塊外半徑和內(nèi)半徑的摩擦面上速度差距就會過大，造襯塊的磨損不均勻，則上述計算方法就不適用了。因此，m值一般不應(yīng)小于0.65。3.4 制動效能因數(shù)制動效能因數(shù)K用來衡量制動器的效能。制動效能因素可定義為制動盤或制動鼓有作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力（壓緊力或張開力）的比值，即：K=TfFR(3.17)Tf制動器的摩擦力矩，N/m；F輸入力，一般取決兩個制動襯塊的壓緊力，N；R制動盤的作用半徑，mm。制動盤在作用半徑上所受的摩擦力：Ff=2f1F（3.18）F制動襯塊對制動盤

35、的壓緊力，N；Ff制動盤所受摩擦力，N；f1摩擦系數(shù)。如圖3.4所示，得出鉗盤式制動器的制動效能因數(shù)為： K=FfF=2f1(3.19)圖 3.4 制動鉗與制動盤的受力圖3.5 坡道駐車計算駐坡效能通常用來表汽車在坡道上的駐車能力，用汽車在良好路面上一直能夠停駐的最大坡度來衡量。假設(shè)坡道的傾斜角為，則在該路面的坡度tan*100%。圖3.5所示為汽車在上坡路停駐是的受力示意圖。圖 3.5 汽車在上坡路停駐受力圖可得出汽車上坡駐留時后輪的附著力為：FZ2=magLacos+hgsin (3.20)同理可求出汽車在下坡駐留時的后輪的附著力為：Fz2=magLacos-hgsin (3.21)由于后

36、輪附著力與地面制動力相等，則： magLacos+hgsin=magsin(3.22)可求得汽車在上坡可以停駐的極限角為：=arctan(aL-hg)(3.23)汽車在下坡可以停駐的極限角為： =arctan(aL+hg)(3.24)4 制動系的設(shè)計計算4.1 整車參數(shù)4.1.1 制動器設(shè)計基本參數(shù)在汽車制動器的設(shè)計中需要用到的參數(shù)有：汽車軸距L；車輪滾動半徑re；汽車空、滿載時的總質(zhì)量ma,ma；前軸負(fù)荷G1,，G1；后軸負(fù)荷G2,，G2；空、滿載時的質(zhì)心位置：質(zhì)心高度hg,，hg、質(zhì)心距前軸距離a,，a、質(zhì)心距后軸距離b,，b；汽車輪胎規(guī)格等。某國產(chǎn)轎車相關(guān)參數(shù)如下表4.1：表 4.1 整

37、車基本參數(shù)項目整車質(zhì)量（kg）前軸載荷(N)后軸載荷(N)質(zhì)心高度(mm)質(zhì)心距后軸距離(mm)軸距(mm)車輪滾動半徑(mm)空載116066050048013092500318滿載154080673346014234.1.2 地面制動力本文假設(shè)該轎車常用路面附著系數(shù)為=0.75。根據(jù)前文對汽車制動系統(tǒng)的理論分析，汽車制動時地面作用于前、后輪的法向反作用力可用式（3.5）（3.6）來計算，即：Fz1=Gb+hgLFz2=Ga-hgL(4.1)可得出，汽車空載制動時，地面對前、后車輪的法向反作用力為：Fz1=8115.93NFz2=3263.67N汽車滿載制動時地面對前、后輪的法向反作用力為：

38、 Fz1=9995.06NFz2=5112.34N因為地面附著力為： F=Fz故空載時附著力為： F1=6086.95NF2=2447.75N滿載時，附著力為： F1=7496.29NF2=3834.26N前文已討論得出最大地面制動力Fxbmax=F=Fz，則可得出汽車空載制動時的前、后輪的最大地面制動力為： Fxb1=F1=6086.85NFxb2=F2=2447.75N 滿載時，前、后最大地面制動力為： Fxb1=F1=7496.29NFxb2=F2=3834.26N又因為制動力矩M=Fxbre，故汽車空載制動時前、后輪所需制動力矩為： M1=1935.65 NmM2=778.38 Nm

39、滿載時前、后輪所需制動力矩為： M1=2383.82 NmM2=1219.29 Nm4.1.3 駐車能力計算前文已經(jīng)討論了汽車在上下坡道時的極限坡度角的計算方法，由式（3.22）可求得汽車空、滿載時在上坡可以停駐的極限角為： 空=20.68o滿=22.51o由式（3.23）可求得汽車空、滿載時在下坡可以停駐的極限角為： 空=15.77o滿=17.43o由坡度i=tan100%，可得汽車空、滿載時在上坡可以停駐的極限坡度為： i空=37.75%i滿=41.44%汽車空、滿載時在下坡可以停駐的極限坡度為： i空=28.24%i滿=31.40%從計算結(jié)果可以看出，該轎車的極限停駐坡度均大于20%，滿

40、足我國法規(guī)要求。4.2 制動器主要參數(shù)確定4.2.1 制動盤直徑為了減小制動鉗對制動襯塊的夾緊力，應(yīng)增大制動盤的有效半徑Re。因此，制動盤直徑D應(yīng)盡可能大，從而有助于降低制動襯塊的單位壓力和工作溫度。然而制動盤直徑取決于輪輞直徑，其直徑通常為輪輞直徑的70%-79%。D=70%79%Dr（4.2）Dr輪輞直徑，mm。其中根據(jù)車輪的滾動半徑，可知輪輞直徑Dr=14 in=355.6 mm，則制動盤直徑的取值范圍為： D=248.92-280.92mm故初選制動盤直徑D為280mm。4.2.2 制動盤厚度制動盤厚度h應(yīng)適當(dāng)選取，因為其厚度的大小影響著制動盤的質(zhì)量和溫升。制動盤厚度太大，則使制動盤的

41、質(zhì)量太大。制動盤厚度太小，則制動盤的溫升嚴(yán)重。制動盤可以制成實心的或者空心的（有利于散熱）。一般情況下，根據(jù)制動盤的結(jié)構(gòu)形式采取不同的厚度，實心的制動盤厚度常取10-20mm；通風(fēng)式制動盤厚度常取20-50mm，而通風(fēng)式制動盤的厚度在實際中通常采用的是20-30mm。本設(shè)計初步選用實心式的制動盤，制動盤厚度取16mm。4.2.3 制動襯塊外半徑與內(nèi)半徑一般推薦，制動襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值R2R11.5，如此比值太大，制動時制動襯塊的內(nèi)、外緣圓周速度差異較大，致使磨損不均勻，襯塊與制動盤的接觸面積減小，制動力矩的變化波動大。 在前一小節(jié)應(yīng)經(jīng)選定了制動盤的直徑D為280mm，故可以初步

42、確定制動襯塊的外半徑為： R2=D2=140 mm由于 R2R1 1.5則 R193.3mm初步取內(nèi)半徑R1=95 mm4.2.4 制動襯塊的工作面積制動襯塊的工作面積A的選取，與制動器制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量有關(guān)，一般推薦制動器制動襯塊單位面積所占有的汽車質(zhì)量最適宜在1.6-3.5kg/cm2范圍內(nèi)選定。由前文可知，該轎車滿載制動時，地面對前輪的法向反作用力為： Fz1=Gb+hgL=9995.06 N由 Fz14gA=1.63.5 kg/cm2則： A=72.78 cm2159.28 cm24.3 制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計4.3.1 制動盤制動盤一般可由摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵或者鋼

43、材制成，為了保證有足夠的強度和耐磨性能，灰鑄鐵的牌號不應(yīng)低于HT250。用于鉗盤式制動器的制動盤結(jié)構(gòu)形狀為禮帽形，其尺寸大小需要根據(jù)整個制動器、車輪及車軸的尺寸決定。為了制動盤更好地散熱，部分盤式制動器的制動盤做成空心的通風(fēng)盤，可是制動盤的散熱效果得到明顯的提升，但盤的整體厚度也會大大增加。4.3.2 制動鉗可鍛鑄鐵有較好的鑄造性能，進(jìn)行熱處理后強韌性能好，因此選用可鍛鑄鐵KHT370-12作為制動鉗的材料。本次確定制動鉗做成整體式的。為了方便制動鉗和制動襯塊的檢查與維修在制動鉗外緣設(shè)計出開口。制動油缸加工在制動鉗體內(nèi)側(cè)一端?；钊拈_口端部加工成階梯狀，便于安裝密封圈和防塵罩?；钊描T鋁合金或

44、鋼制造，并對活塞表面鍍鉻以提高其耐磨性制動鉗安裝車軸之后，這有助于減小制動時輪轂軸承的合成載荷。 4.3.3 制動襯塊制動襯塊由背板和摩擦襯塊兩部分組成，兩者直接壓嵌在一起，并加工成扇形。背板面積應(yīng)能使活塞應(yīng)能壓住盡，以降低制動時的噪音。制動襯塊受到單位壓力大，制動時溫度會變得很高，磨損較快。輕型汽車的制動襯塊厚度在7.5-16mm，本次設(shè)計選取制動襯塊的厚度為16mm。4.4 制動輪缸的設(shè)計計算輪缸直徑計算公式為：d=4Fop(4.3)Fo制動輪缸對制動襯塊作用的壓緊力，N；d輪缸直徑，mm；p制動管路壓力，MPa。制動管路壓力一般不會超過10-12MPa，對于盤式制動器來說可能會更高,故取

45、制動管路壓力為13MPa。輪缸直徑d應(yīng)在HG2865-1997標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取,具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。4.4.1 盤式制動器的壓緊力計算前文已經(jīng)分析得出，盤式制動器的制動力矩為：M=2fFOR(4.4)f摩擦因數(shù)FO單側(cè)制動襯塊對制動盤的壓緊力，NR作用半徑，mm其中作用半徑R可選用平均半徑或有效半徑，把整車參數(shù)代入式（3.15）、（3.16）可計算得出，平均半徑Rav=117.5mm，Re=118.92mm。由前文可知，該轎車滿載抱死時，前軸所需的制動力矩為M1=2383

46、.82 N*m，則前軸單個車輪所需制動力矩為： M1=M12=1191.91 N*m后軸所需的制動力矩M2=1219.29 N*m，則后軸單個車輪所需制動力矩為： M2=M22=609.65 N*m故由式（4.4）制動器前、后軸抱死時制動襯塊所需壓緊力為： F1=14318.27 NF2=7323.65 N4.4.2 制動輪缸的直徑和容積根據(jù)式（4.3），可計算的出前、后輪輪缸直徑為： d1=37.45 mmd2=26.78 mm從標(biāo)準(zhǔn)系列中選取 d1=38 mmd2=28 mm一個輪缸的工作容積為：Vm=41nd2(4.4)Vm輪缸工作容積，mm3n輪缸活塞數(shù)目，取n=1單個輪缸活塞的最大行

47、程，取=2mm則前軸輪缸總工作容積為： V1=2*41nd12*2=9072.92mm3后軸輪缸總工作容積為： V2=2*41nd22*2=4926.01mm3假設(shè)m為輪缸的數(shù)量，則四個輪缸的工作容積一共是： V=1mVm(4.5)則前、后軸四個輪缸的總工作容積為： V=V1+V2=13998.94mm34.4.3 制動主缸直徑與工作容積在得出四個制動輪缸的總工作容積V后，可計算的出制動主缸的工作容積為： VO=V+V (4.6)VO制動主缸工作容積，mm3V制動軟管的變形容積，mm3。對于乘用車VO=1.1V，則VO=15398.83 mm3。若令主缸活塞行程為SO，活塞直徑為do，則 VO=4do2SO（4.7)SO主缸活塞行程，mmdo主缸活塞直徑，mm一般情況下主缸活塞直徑與活塞行程的關(guān)系為： SO=（0.8-1.2）do（4.8）主缸的直徑do應(yīng)符合QC/T3111999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。得出，do=28mm，SO=28mm。4.5 汽車的性能指標(biāo)4.5.1 制動力分配曲線若令p1、p2分別表示前、后制動輪缸液壓壓力，由于p1=p2。假