轎車后輪制動器的設計

1、目 錄1 引言31.1制動器設計的意義31.2 制動器的功用及設計要求32 制動器的選擇42.1制動器的種類42.2鼓式和盤式制動器的比較42.3鼓式制動器的選擇52.3.1鼓式制動器52.3.2鼓式制動器的結構63 制動器主要參數(shù)的選擇73.1捷達王GTX 1.6MT轎車的整車性能參數(shù)73.2制動器主要參數(shù)的選擇83.2.1制動鼓內(nèi)經(jīng)D83.2.2制動鼓厚度n83.2.3摩擦襯片寬度b和包角83.2.4 摩擦片起始角93.2.5 制動器中心到蹄片張開力P作用線的距離e。93.2.6 制動蹄支承點位置坐標a和c。94 前后輪的受力分析104.1制動力計算104.2 制動效能因數(shù)計算134.2.

2、1 浮動蹄效能因數(shù)計算。134.2.2 自增力式制動蹄效能因數(shù)計算。134.3 制動器制動力矩的計算145 總結15參考文獻16轎車后輪制動器的設計1 引 言1.1制動器設計的意義 現(xiàn)代交通工具中用得最多的，最普遍的，最方便的交通工具就是汽車，汽車制動系是汽車底盤上一個重要的系統(tǒng)，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鍵裝置，是汽車最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著高速公路的發(fā)展和車流量的密度日益增大，出現(xiàn)了頻繁的交通事故。因此，保證行車安全已成為現(xiàn)今汽車設計中一項十分重要的任務，所以對汽車制動性能及制動系結構的要求有逐步提高的趨勢。

3、1.2 制動器的功用及設計要求對制動系的主要要求有:（1）足夠的制動能力，制動能力包括行車制動能力和駐車制動能力。（2）行車制動至少包括兩套獨立的制動管路。（3）用任何車速制動，汽車都不應該喪失轉(zhuǎn)向能力和方向穩(wěn)定性。（4）防止水和污泥進入制動器的工作表面。（5）要求制動器的熱穩(wěn)定性好。（6）操作輕便。要求制動踏板和手柄的位置和行程，以及踏板力和手柄力能為一般體形和體力的駕駛員所適應。（7）作用滯后性包括產(chǎn)生制動和解除制動的時間應盡可能短。（8）一旦牽引車和掛車（半掛車）之間的連接制動管路損壞，牽引車應有防止壓縮空氣進一步漏失的裝置。（9）為了提高汽車列車的制動穩(wěn)定性，除了保證列車各軸有正確的制

4、動力分配外，還應注意主車掛車之間各軸制動器作用的時間，尤其是主車和掛車之間制動開始時間的調(diào)節(jié)。2 制動器的選擇2.1 制動器的種類 （1）鼓式制動器 1）液壓式：領從蹄式，單向雙領蹄，雙向雙領蹄，單向增力蹄，雙向增力蹄，雙從蹄。 2）凸輪領從蹄，單楔領從蹄,雙楔雙領蹄。 （2）盤式制動器 1）液壓式：固定鉗，滑動鉗，擺動鉗。 2）氣壓式2.2 鼓式和盤式制動器的比較 盤式制動器的制動效能沒有鼓式制動器大，但盤式制動器的穩(wěn)定性好，反應時間短且不會因為熱膨脹而增加制動間隙。盤式制動器已普遍做轎車的前制動器，做后制動器的也不少。鼓式制動器的穩(wěn)定性和散熱性較差，在不同路面上的制動力變化很大，不易掌控。

5、此外由于散熱性比較差，在制動過程中會聚集大量的熱量。制動塊和輪轂在高溫影響下較易發(fā)生制動衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動效率的下降，但是鼓式制動器造價便宜，而且符合傳統(tǒng)設計。四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪制動器輔助作用，由于鼓式制動器成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型轎車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，較多的采用了鼓式制動器。 據(jù)此，本次轎車后輪制動器的設計選用鼓式制動器。 2.3 鼓式制動器的選擇汽車制動幾乎都是機械摩擦式，即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生制動力矩使汽車減

6、速或者停車。為了更好的實現(xiàn)制動，現(xiàn)代轎車大多采用前盤后鼓的設計方案。2.3.1鼓式制動器 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(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛應用于各種汽車上?，F(xiàn)代的鼓式制動器分為以下幾類： （1）領從蹄式制動器 領從蹄式制動器的制動效能以及穩(wěn)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，而且結構簡單，造價低，也方便附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛應用于中重型載貨汽車的前后制動器以及轎車的后輪制動器。 （2）雙領蹄式制動器 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但是倒車時則變?yōu)殡p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，這是因為這類轎車前進制動

7、時，前軸的動載荷與附著力大于后軸而倒車時則相反。 （3）雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時，兩制動肋均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。雙向雙領蹄式制動器在汽車前進和倒車時制動性能不變，因此被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，需要另設中央制動器用于駐車制動。 （4）單向增力式制動器由于制動時兩制動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(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。2.3.2鼓式制動器的結構制動器的組

8、成有以下幾個部分：（1）旋轉(zhuǎn)部分：制動鼓 （2）固定部分：制動底板 制動蹄 （3）張開機構：輪缸 （4）定位調(diào)整：調(diào)整凸輪 偏心支承銷制動蹄在促動裝置的作用下向外旋轉(zhuǎn)，外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內(nèi)圓柱面上，對鼓產(chǎn)生制動摩擦力矩。凡對制動蹄端加力并使制動蹄轉(zhuǎn)動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置，制動蹄促動裝置有輪缸、凸輪和楔等。以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置的制動器稱為輪缸式制動器；以凸輪作為促動裝置的制動器稱為凸輪式制動器；用楔作為促動裝置的制動器稱為楔式制動器。3 制動器主要參數(shù)的選擇3.1 捷達王GTX 1.6MT轎車的整車性能參數(shù) 車 型 ： 捷達王 GTX 1.6MT 驅(qū) 動 形 式 ：

9、FF4X2 最 高 車 速 ： U max=190km/h 最 大 爬 坡 度： i max >=35% 汽 車 總 質(zhì)量： ma=1480kg 外 形 尺 寸 ： 總長La X總寬Ba X 總高Hg =4428 *1660*1420mm 空 氣 阻 力 系 數(shù) ： CD =0.34 軸 距 ： L=2471mm 前 / 后 輪 距 ： a=1492mm/b=1422mm 最 小 轉(zhuǎn) 彎 直 徑 ： 11m 變 速 器 ： 兩軸式，手動5擋 各 檔 傳 動 比： i1=3.455, i2=1.944, i3=1.370, i4=1.032, i5=0.850, iR=3.167 制動距離

10、 （30km/h): 5.6m 最 大 扭 矩 ： 150Nm/4000r/min 最 大 功 率 ： 74kw/5800r/min 輪 胎 型 號 ： 185/60R143.2制動器主要參數(shù)的選擇3.2.1制動鼓內(nèi)經(jīng)D當輸入力P一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。但直徑D的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。在滿足制動力矩的前提下，選擇較小的制動鼓內(nèi)經(jīng)，從而增加制動鼓和輪輞之間的間隙，有利于散熱。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為：轎車 DDr=0.640.74貨車 DDr=0.70

11、0.83捷達轎車輪輞為14in，得到Dr=14×25.4=355.6mm結合實際情況與參考資料選取D/Dr=0.65,因此得到制動鼓的內(nèi)經(jīng)D=230mm,故制動鼓的內(nèi)徑為115mm。3.2.2制動鼓厚度n在保證制動力矩及制動鼓與輪輞之間間隙的前提下，可以適當加厚制動鼓，從而增大鼓的熱容量，減少制動時的溫升。此外，厚度的增加剛性就好，有利于制動力矩的穩(wěn)定。制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為712mm，中、重型貨車為1318mm。由于本設計的對象是轎

12、車，所以選取制動為10mm。3.2.3摩擦襯片寬度b和包角襯片寬度較大可以減少磨損，但是過大將不易保證制動鼓全面接觸。減少襯片包角將有利于散熱，但是單位壓力過高會加速磨損。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角,即A=R*b*式中以弧度為單位，當A，R，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損

13、亦愈小。摩擦襯片的包角可在=90°120°范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90°100°時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。一般也不宜大于120°，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。本次設計摩擦襯片的包角取110°。查閱相關資料，轎車質(zhì)量在0.9t-1.5t范圍內(nèi)，摩擦片的面積A在100-200cm2范圍內(nèi)，取摩擦面的面積A=200cm2。由公式可得b取45mm。3.2.4 摩擦片起始角一般將摩擦片布置在制動蹄中央，0=900-/2。有時為

14、了適應單位壓力的分布情況，將摩擦片相對于最大壓力點對稱布置，以改善摩擦均勻性。則取=350。3.2.5 制動器中心到蹄片張開力P作用線的距離e。在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離e盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫定e=0.8R左右。則e=92mm.3.2.6 制動蹄支承點位置坐標a和c。在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，盡可能加大a，減少c。初步設計可暫定a=0.8R左右。則a=92mm。4 前后輪的受力分析4.1制動力計算 汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任意角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為：-=0式中：

15、制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N·m。地面作用于車輪上的制動力，即地面與車輪之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N。車輪的有效半徑，m。令 =/并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即式中

16、輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z地面對車輪的法向反力。當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為: Z1= Z2=式中：G汽車所受重力； L汽車軸距； B1汽車質(zhì)心離前軸距離； B2汽車質(zhì)心離后軸距離；汽車質(zhì)心高度； g重力加速度；汽車制動減速度。汽車總的地面制動力為:式中:q（）制動

17、強度，亦稱比減速度或比制動力；前后軸車輪的地面制動力。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為：上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 (1) (2)式中：前軸車輪的制動器制動力，；后軸車輪的制動器制動力

18、，；前軸車輪的地面制動力；后軸車輪的地面制動力；,地面對前、后軸車輪的法向反作用力;G 汽車重力； b汽車質(zhì)心離前、后軸距離；汽車質(zhì)心高度。因所設計的捷達轎車為輕型轎車后輪鼓式制動器，而現(xiàn)代轎車的行使狀況較好，特別是高級公路的高速要求，同步附著系數(shù)可選取=0.7，則：由式(1)、式(2)不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件。由式（2）得：由式（1）（2）得 9.79 （3）4.2 制動效能因數(shù)計算4.2.1 浮動蹄效能因數(shù)計算領蹄效率系數(shù)Kec1Kec1= （1）從蹄制能因數(shù)Kec2Kec2= (2)式中，=h/R; =a/R; =； V=

19、； ； ； 。對于雙領蹄式制動器，C*=2Kec1;對于領從蹄式制動器，C*=Kec1+Kec2。4.2.2 自增力式制動蹄效能因數(shù)計算。領蹄效能因數(shù)Kec1Kec1= （3）從蹄效能因數(shù)Kec2Kec2= （4） 式中，=h/R; =a/R; =； ； ； ； 對于領從蹄自增力式制動器，C*=Kec1+Kec2;對于雙領蹄式自增力式制動器，C*=2Kec14.3 制動器制動力矩的計算一個制動器產(chǎn)生的制動力矩為 (5)式中，d是輪缸的直徑；P0是管路液壓(MPa)；R是制動鼓半徑（m)。5 總 結在即將完成這次的汽車課程設計課題-捷達轎車的后輪制動系的設計，我通過對捷達轎車制動系統(tǒng)的結構和形式進行了完整的分析，對制動系統(tǒng)的后制動器進行了詳細的計算和設計，根據(jù)對轎車制動系統(tǒng)的要求，設計出合理的符合國家標準和實用性的制動器。首先制定出制動系統(tǒng)的結構方案，本設計確定采用后輪轂式制動器。其次計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)(確定同步附著系數(shù)，制動力分配系數(shù)，制動器最大制動力矩，效能因數(shù)等)，制動器主要參數(shù)設計和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)計算。再次利用Auto CAD 2007繪制了后輪鼓式制動器裝配圖及零件圖。最終進行制動力分配編程，對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。通過本