第2章制動器總體結構方案的設計2.1基本參數本次設計參考的車型是廣汽傳祺GS4，根據相關網絡上面的汽車數據，可得汽車的基礎數據如下：最大功率：124KW最大扭矩：265N·m汽車尺寸：4545×1856×1700mm；軸距：2680mm；輪距（前/后）：1584mm/1570mm；整備質量：1480kg；滿載質量：1955kg；輪胎規格：225/55R18；質心高度（Hg）參考同種類型的車輛：700mm2.2結構方案的確定在汽車行駛的過程中，若需要對汽車進行制動時為了汽車能夠穩定的減速、停車和保持車輛的駐車制動。在制動的過程中通過一些輔助設備，通過路面情況、車速來借助一些外力或者其他機構施加一定的作用力或者載荷。而通過這些動作，機構達到對車輪的轉動起到抑制的作用的系統稱作制動系統。其中，制動器的形式包括鼓式制動器和盤式制動器。盤式制動器里面分為普通盤和通風盤。除開制動器的形式，還有制動系統的驅動機構，該機構從制動踏板到制動鉗（卡鉗），是制動系統里面的驅動結構。2.2.1制動效果的要求本次設計，按照汽車在滿載的狀態下從時速60km/h直接制動到0km/h的制動效果進行設計，并且在符合國家標準的制動坡度進行駐車制動。2.2.2制動器的選擇在當今社會，由于汽車數目的增加，汽車的安全問題也越來越突出。市面上的汽車基本上是采用盤式制動。盤式制動器相比于鼓式制動器有著更好的散熱性，雖然在制動效果上不及鼓式制動，但是勝在制動效能比較穩定。現在市面上比較好的盤式制動器是通風盤式制動器。它在結構上設計有風道，可以讓氣體在風道里面流動帶走制動器的熱量，達到散熱降溫的作用。還有一種是沒有風道的實心盤式制動器。雖然結構上更簡單一點，但是在散熱方面不及通風盤。在制動鉗的結構中也分為兩種形式。其中一種是定鉗盤。定鉗盤式制動器油缸較多，主體結構相對而言比較復雜，安裝比較困難。還有一種就是浮鉗盤。浮鉗盤就是在定鉗盤的基礎上進行優化改進。所以浮鉗盤的優勢大于定鉗盤。并且定鉗盤式制動器主要用于比普通轎車略大的車輛，例如輕型客車和大型的SUV。而浮鉗盤式制動器在很多的轎車上面得到了廣泛的應用。圖2-1浮鉗盤式制動器定鉗盤式制動器本次參考的車型屬于轎車類別，所以選擇浮鉗式制動器。2.2.3制動能源的選擇在家用轎車中，都是使用液壓制動。相比于氣壓制動，液壓制動管路系統有著更高的壓力值；制動時的反應也更快，結構布局相比較而言也更加簡單；后期的維護成本也低。缺點就是長期的使用，在制動管路中會出現氣泡，影響使用。氣壓制動液壓制動壓力值0.07Mpa可以達到20Mpa反應速度慢快結構復雜簡單適用范圍輕型、中性貨車商用轎車表2-1制動能源的分類及特點2.2.4制動管路分析對于汽車的制動系統，針對不同的車型，管路布局有H型、X型、雙T型等多種各樣。這幾種管路布局各有優缺點，以圖表的形式進行分析。圖2-2H型布置x型布置雙T型布置根據上面的得結構特點總結出這幾個制動管路的優缺點，如下表：H型布置X型布置雙T型布置布局特點布局簡單布局簡單，適用于單輪缸。布局復雜，使用與多輪缸。制動特點其中一個回路失效時，另一個回路容易抱死。其中一個回路失效時，另一個回路還有一半的制動力。其中一個回路失效時，另一個回路制動力減少一半。表2-2不同制動管路系統的特點所以本次設計也是選擇常見的X型制動回路，能夠增加制動系統的安全性能，提高穩定性。第3章主要零部件結構、材料的選擇3.1通風盤材料的選擇現在市面上的汽車制動盤基本上是采用鑄鐵進行制作，為提高性能會加入一些其他的元素，例如鉻、鉬等。以此來提高制動盤的性能。汽車進行制動時，情況多變，不僅需要承受車輪行駛方向的切向力，還要承受指向車輪圓心的法向力，并且制動的過程中還會產生大量的熱量。所以會在其中設計通風槽。表3-1制定盤本體化學成分要求制動盤表面要光潔，不能因有污漬造成制動效果的降低。在工藝上，對表面跳動量進行精密處理；同時對兩側的平衡度進行標準化處理；最后對制動盤的不平衡量依據標準進行標準化處理。這些數據都應該控制在相關的標準里面。表3-2制動盤尺寸公差和形位公差要求根據GB/T34400-2017：制動盤兩側表面要盡可能的平行，不平行度要小于0.005mm,同樣盤的表面擺差不應大于0.05mm；制動盤表面粗糙度Ra值不應小于3.2?m，制動盤厚度差（DTV）值不應大于0.01mm。在本次設計中，參考類似車型選擇制動盤材料為合金鑄鐵，具體的材料是HT250通風盤結構。3.2制動鉗制動鉗和車軸直接相連，為固定件。它承受著車輛制動時，制動盤施加給它的軸向載荷所以需要它有著高強度和高剛度。在選材時，可以選擇鑄鐵進行制造鉗內有油缸和活塞。活塞開口端面向背板，并且和背板緊密的接觸，以降低熱量的傳遞。為提高活塞耐磨損性，可以在選材上使用鑄鋁合金，工藝上進行鍍鉻處理。在安裝制動鉗時，一般情況下，后輪安裝在制動盤的后方，前輪安裝在制動盤的前方。3.3制動塊制動塊是和制動盤直接接觸的一個零件，分為背板和摩擦襯塊兩個部分。通過一些工藝手段例如鉚接、粘接等方式結合在一起行程制動塊。為了更好的貼合制動盤，可以將制動塊設計成扇形結構，這樣既可以保證制動效率，還不會失去散熱性能。在制動的過程中可能會有水汽沾到制動盤或者制動塊上。，為了保證制動效果，可以再制動塊上設計幾道溝槽，以排除水汽制動的時候，壓力，溫度都會變得很高。如果制動塊比較薄，就會難以承受這種溫度和壓力，影響制動性能。所以在設計時要合理的增加制動塊的厚度。3.4摩擦材料制動器的摩擦材料是非常關鍵的部分，要求摩擦材料具有良好的穩定性、抗熱衰減性、耐磨性、較高的抗沖擊的能力以及較低的吸水率。表3-3摩擦材料性能對比制動時不能有異響、異味、制造的材料對環境無害。根據表格可以得到本次設計選擇摩擦系數f=0.35的半金屬材料。3.5制動輪缸輪缸是汽車制動油液的儲存和流動裝置。在制動時，通過活塞和制動盤間接性接觸。在材料上選用鑄鐵進行鏜磨處理。第4章制動器的設計與計算4.1制動器主要參數的確定4.1.1同步附著系數φ0的計算在汽車制動的時候，制動力矩Tf，地面制動力Fb，這輪有效半徑re.r。如果不計較回轉力矩和滾動阻力。則對于車輛來說有以下平衡方程：·····················（式4.1）··························（式4.2）在最理想的情況下，即不受環境、形式的影響，四個車輪同時抱死。此時的道路附著系數，根據實驗數據在瀝青或者混凝土上附著系數為0.8～0.9之間，這里取值0.85。這樣就可以得到汽車重量G，前后制動器制動力，質心到前后軸的距離，，以及和質心高度Hg的關系：······················（式4.3）·····················（式4.4）得：=9338N，=3242N制動力分配系數β：·····················（式4.5）汽車制動時，汽車的前后重量不同，本次參考的車型屬于前置前驅，重心前移，同時兩軸車制動力分配系數為固定值。根據車型選擇制動力分配系數為0.75較為合適。根據公式進行該計算···························（式4.6）帶入數據得：4.1.2制動器最大制動力矩確定汽車的最大制定力矩是在最理想的情況下才能產生，此時前后車輪完全制動計算方法如下：·············（式4.7）在車輛制動的時候，汽車的車輪完全附著在地面上，附著質量達到最大化的利用程度，此時所產生的最大值制動力矩計算公式如下：················（式4.8）················（式4.9）式中：—最大附著系數0.85；—車輪有效半徑為352.35mm；帶入計算公式得：·················（式4.10）···················（式4.11）通過計算得到前后制動器最大制動力矩別為3992.52N·m，2344.8N·m4.2盤式制動器主要參數的選擇和計算4.2.1制動盤直徑計算制動盤的直接并不是越大越好，太大不利于總體的布局。太小會降低制動性能。根據具體的車型選擇最合理的直徑。制動盤的直徑和輪轂的大小息息相關，且關系如下：D=0.70～0.79Dr·····················（式4.12）本次所設計的汽車輪胎規格為225/55R18可得：則制動盤的最大直徑為：.···············（式4.13）根據計算的值可以取整數，制動盤直徑為340mm。4.2.2制動盤厚度制動盤的厚度不能太大，不然會因為制動盤本身的慣性影響制動效果。太小會影響制動盤的散熱效果。厚度一般取值20~50mm,常見取值20~30mm。根據本次設計，該值為25mm。4.2.3摩擦襯塊外半徑和內半徑摩擦襯片的尺寸是根據制動盤的尺寸來表示。就是襯片的外徑和內徑的比值小于1.5。制動盤的直徑為340mm，初步選擇內外半徑分別選擇為：，。平均半徑為：=140mm有效半徑為=141.8mm···········（式4.14）得出計算的比值為1.43，符合國家規定的要求。4.2.4摩擦襯塊工作面積摩擦襯塊工作的面積和汽車的質量相關，汽車的質量大，襯塊面積就得相應的增加，否則襯塊的磨損速度就會變得很快。所以根據相關規定，在汽車質量的1.6kg/～3.5kg/范圍內進行選擇。在本設計中取襯塊的圓心夾角為50°。根據下面的計算方式mm2·····（式4.15）A是摩擦襯塊工作面積取整數，所以A取244㎝24.2.5襯塊報警裝置設計襯塊的報警裝置就是在襯塊磨損達到一定程度后能夠發出一些信號的裝置。當磨損量超過一定程度之后，制動效果就會急劇下降，這時候就需要進行更換摩擦襯塊。在結構設計中就需要一個檢測的信號進行傳遞和報警。根據《汽車設計》，類似車型的最大磨損量為5mm，一旦磨損量大于這個數值，系統就會產生報警信號。本次設計選擇的是單觸點報警系統。圖4-1單觸點報警裝置4.2.6制動器間隙及調整在汽車行駛不需要制動的時候，車輛的制動盤和摩擦片之間需要保持一定的間隙。但是這個間隙不能太大，不然在制動的時候會有一個制動空擋。為了確保汽車在制動的時候能夠快速的接觸到制動盤，這之間的間隙一般選擇在要確保在mm到0.3mm之間。根據這次參考的車型，間隙值設定為0.2mm.4.3制動輪缸的設計計算4.3.1制動輪缸直徑d的確定制定輪缸是通過活塞對制動塊施加作用力，而該作用力是制動管路內的壓力通過變換得來，三者的關系：····················（式4.16）F0-制動輪缸對制動塊施加作用力Fd-輪缸直徑P-制動管路壓力根據標準（HG2565-1997），選取輪缸直徑的值為30mm.根據設計要求選擇制動力管路壓力為10MPa。得到制動輪缸對制動塊的張開力F0的值為7605N4.3.2制動主缸直徑d0的確定第i個輪缸的工作容積·····················（式4.17）根據參考的車型選擇浮鉗通風盤式制動器，設置該制動輪缸的數量n為1，活塞的數量i為1。輪缸活塞在完全制動時的行程為δi。其取值設定為1.5mm計算得到輪缸的工作容積為1059.75mm3根據該車型的數據，設置4個輪缸，每個輪缸4個活塞。輪缸的總容積=4239mm3···············（式4.18）其中m為輪缸數目。制動主缸實際的工作容積為是制動軟管的變形容積。對于乘用車而言主缸活塞行程S0和活塞直徑d0為·····················（式4.19）根據相關標準（QC/T311-1999）取d0=19mm，計算得出S0=16.45一般S0=（0.8～1.2）d0。所以S0=16.45符合標準。4.3.3制動踏板力Fp制動踏板的踏板力是外界駕駛員通過腳踩下制動踏板，然后這個力通過踏板機構的傳動機構，經過傳動機構的傳動比ip（其值設定為7）放大，再傳到制動主缸。從機構到主缸的機械效率為0.82～0.86，這里取值0.84。最后通過制動管路傳到各個制動輪缸參與制動。所以制動踏板力為················（式4.20）得到制動力踏板力根據汽車設計乘用車的最大制動踏板力一般為500N,一般情況下取值200～350N。符合設計要求。4.4盤式制動參數校核4.4.1制動器的熱容量和溫升的核算摩擦襯塊的耗損由多種因素來決定，主要和材料、溫度、壓力、工藝水準有關，無法確切的計算出具體的數字，但是這幾種因素直接影響著摩擦襯塊的抗磨損性能。汽車制動時的能量轉換是一部分的機械能轉換成熱能。緊急制動時幾乎所有的動力全部由制動器進行轉換。這樣就導致熱量堆積，無法及時散發掉。加劇了襯塊的磨損。盤式制動器的校核就是驗證所選的數據是否合理，是否存在不足之處而驗證這些數據就是對盤式制動器進行熱容量的計算：························（式4.21）式中：—制動盤的總質量25kg。——與制動盤能產生熱傳導的零部件質量30kg。——制動盤材料的比熱容。=880J／(kg·K)；——與制動盤相接觸能的材料的比熱容。==482J/(kg·K)。 ——制動盤一次從60km/h到完全停車的溫度升高度數。其值為35帶入參數計算可得：J···（式4.22）L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能因制動過程迅速可以認為制動生成的熱能全部為前、后制動器所吸收并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器即·····················（式4.23）式中——滿載汽車總質量。1955kg。—汽車制動時的初速度。60km/h。—汽車制動器制動力分配系數。=0.63。=J······（式4.24）根據計算可以看到所選擇的制動盤能夠滿足熱容量和升溫要求。4.4.2制動襯片的耐磨性計算摩擦襯片的磨損和多種因素有關。不同的環境磨損量不同，無法準確計算出結果，但是可以根據比能量耗散率進行校核。方法如下：·····················（式4.25）·························（式4.26）上述公式中：δ——汽車回轉質量換算系數。根據車型取值1。ma——汽車總質量。v1、v2汽車制動時的初速度和末速度，末速度為0km/h——制動的時候的減速度。=0.6g。g取值9.8m/s2t——制動時間按下式計算··················（式4.27）A1——制動襯片的摩擦面積；β——制動分配系數。··（式4.28）根據相關的參數規定，盤式制動器的比能量耗散率一般都需要小于6.0。所以本次設計符合要求。4.5駐車制動計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖4.1所示。由該圖可得出汽車上坡停駐的后周車輪的附著力為：····················（式4.28）同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：····················（式4.29）圖4-1汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由·······（式4.30）求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為：············（式4.31）在本設計中：計算出坡道值為50%汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為：在本設計中：根據坡度的計算方法計算出坡度值42%根據國家標準GB/T35349-2017，汽車的最大駐車坡度大于（），所以滿足要求。結論經過這次設計，理解到了汽車制動系統的基本原理和組成，學會了怎樣分析盤式制動器的材料的選取、制動器液壓管路的使用、制動器結構的分析。能明確各個零部件之間的工作原理和性能優劣。能夠清晰地認識到整個制動器的制動過程。通過設計和計算，得到了有給定的參數變換得到的汽車制動系統的主要設計參數，最后選擇了浮鉗式、通風盤結構的設計尺寸以及制動鉗的設計尺寸。這次參考的車型是廣汽傳祺的GS4。這輛車