某国产轿车制动系设计本科生毕业论文(编辑修改稿)

某国产轿车制动系设计本科生毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

F = 后轮 )(6 5 6 6 02 F = 空载时：前轮 )(6 5 2 1 039。 1 F = 后轮 )( 39。 2 F =1891N 以上求得的前、后轴车轮附着力结果如表 所示 前、后轴车轮附着力 表 车辆工况 前轴车轮附着力 1F ， N 后轴车轮附着力 2F ,N 汽车空载 1891 汽车满载 11 BB FF1   ggBB hLLFF  2221h 21 BBB FFF  可得分配系数 BB FF1 =        LhLhLLLFFF ggggBBB  2122211 hh 满载时： 满载时：  = LhL g2 =  = 空载时： 39。  = LhL g39。 39。 2  =  = 在没有超出地面附着条件的前提下，地面制动力大小等于制动周缘力的大小，因此 又称为制动力分配系数。 又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装 ABS 防抱死制动系统。 同步附着系数分析 (1)当 0 时：制动过程中只有前轮抱死或 前轮先抱死，汽车基本上沿直线减速停车，这是一种稳定工况，但转向能力丧失了； (2)当 0 时：制动过程中总是后轮比前轮先抱死，这时后轴容易发生侧滑而导致汽车失去方向稳定性； (3)当 0 时：汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但同样丧失了转向能力。 研究表明，当汽车在同步附着系数为 0 的路面上进行制动时，其产生的制动减速度为 gqgdtdu0， q 为制动强度。 前后制动器制动力分别等于各自的附着力，且它们的和等于附着力。 而在路面附着系数不是 0 的路面上制动时，在前轮或后轮快要抱死时，制动强度 0q  ，这说明了只有在 0 的路面上，才可充分利用地面的附着条件。 取一附着系数值  = 12 制动器制动力及制动力矩的计算 在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的条件下汽车达到最佳制动效果是所需的后轴和前轴的最大制动力矩为： 前轴最大制动力矩： mNrZT ef . 0 2 1 2 4 51m a x1   轮胎有效滚动半径： re=195 60%+(14 )/2= 后轴最大制动力矩： mNTTff . 0 0 2 m a x1m a x2    即： 前轮双轮制动力 Nm mNrTF eff .  后轮双轮制动力 Nm mNrTF eff .  er = 车轮有效半径  该设计车辆所能遇到的最大附着系数  = 汽车制动器制动力分配系数 制动强度和附着系数利用率 一条通过坐标原点斜率为  1/ 的直线，它是具有制动器制动力分配系数  的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称  线 {。  线与 I 曲线交于一点，同步附着系数为  线与 I 线交线处的附着系数 0。 它是汽车制动性能的一个重要参数 ,是由汽车结构参数所决定。 同步附着系数的计算公式是：  0= gLL h2 满载时：  0= gLL h2 =( )/= 空载时： 39。  0= 39。 2 hgLL =( )/= 13 则制动强度 满载时： )( )( 02 2   ghL Lq   空载时： )( 39。 )(39。 039。 239。 2   ghL Lq   附着系数利用率 满载时 )( ) ( 02 2  gHL L  空载时 )( 39。 h)39。 ( 039。 239。 2  gL L  制动器制动力分配曲线分析 对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况： 1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。 2）后轮先 抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。 3）前、后轮同时抱死拖滑。 所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。 14 图 轿车制动力分配曲线 根据所给参数及制动力分配系数，应用 MATLAB 编制出制动力分配曲线如下： 当 I 线与β线相交时，前、后轮同时抱死。 当 I 线在β线下方时，前轮先抱死。 当 I 线在β线上方时，后轮先抱死 []。 通过该图可以看出相关参数和制动力分配系数的合理性。 制动器制动因数 前轮盘式制动效能因数 根据公式 BF=2f f—— 取 前轮盘式制动器 BF=2 = 制动器大多使用摩擦系数的稳定值约为 ~ 的摩擦材料，少数会使用达到 的。 一般说来材料的耐磨性与材料的摩擦系数成反比。 当使用温度低于 250℃时，国产的制动摩擦片材料可以保持摩擦系数 f=~。 此处的盘式制动器摩擦材料摩擦系数选 ，在接下来的鼓式制动器设计中其摩擦材料的摩擦系数取。 15 第四章 制动器结构参数 后轮鼓式制动器参数 制动 鼓直径 2D 若输入力 F 保持不变，则制动力矩和制动器的散热性能随制动鼓的直径 2D 变大而增大和变好。 但轮辋内径限制了制动鼓的直径 2D 的尺寸，且制动鼓直径的增大意味着制动鼓的质量也会随之变大，制动鼓固结在车轴上，如果质量增加则汽车非悬挂质量会变的很大，这将会使汽车的行驶平顺性变差。 同时为了便于散热，轮 辋与制动鼓外表面之间的间隙应不小于 20mm～ 30mm，这样轮胎因为轮辋过热而损坏的情况即可避免。 制动鼓的壁厚应该足够，这样可以保证制动鼓的刚度和热容量比较大，制动时的温升不会太大。 另外，为了保证加工精度，其直径 2D 越小越好，因为制动鼓刚度随其直径增大而减小。 故设计时通常规定制动鼓直径 2D 与轮辋直径 rD 的比值rDD2 范围如下： 轿车 rDD2 =～ 货车 rDD2 =～ 专业标准 QC/T309— 1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》 []规定的制动鼓直径系列，如表 所示 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系 列 该车轮辋直径 rD =14*= 所以 2D =～ ， 故可取 2D D=240mm 轮辋直径 /in 12 13 14 15 16 制动鼓内径 /mm 轿车 180 200 240 260 货车 220 240 260 300 320 16 制动蹄摩擦衬片包角ɑ和宽度 b 摩擦衬片的使用寿命受摩擦衬片的宽度尺寸 b 的影响。 选取衬片宽度 b较小的缺点是磨损速度快，则衬片寿命短；若选取的衬片宽度 b 较大，缺点是质量大，不易加工，并且成本增加了。 衬片的摩擦面积为 PA =2r ɑb,其中 2r 为制动鼓半径。 制动时所受单位面积的正压力和能量 负荷随制动器所有蹄片的摩擦总面积 PA 的增大而越小，从而磨损特性越好。 根据资料统计分析，如表 所示，汽车总质量越大单个车轮鼓式制动器的衬片面积越小。 表 制动器衬片摩擦面积 制动蹄摩擦衬片包角ɑ一般在β =90176。 ～ 120176。 范围内选取。 另外有试验研究表明，若摩擦衬片包角取在 90176。 ～ 100176。 之间时，磨损最小，制动鼓温升最小，且产生的制动效果最好。 然而若包角ɑ 90176。 ，则散热性变好，但由于接触面变小致使压强过高，磨损加剧；若包 角ɑ过大，则会制动蹄摩擦衬片中间压强大，两端小，不仅导致单位压力效果减小，而且导致制动不平顺，故包角ɑ不可取的大于 120186。 该设计取 为 100186。 本文研究车型总质量为 m =1660kg=。 由上表可以分析得到，该车单个制动器总的衬片 摩擦面积为 PA =200～ 300 2cm。 由公式 PA = 2r ɑb 可以得出，衬片宽度b=～。 专业标准 QC/T309— 1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》 []规定了制动器摩擦衬片的宽度系列如表 所示。 表 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 17 故摩擦衬片宽度可取 b =75cm。 18 摩擦衬片起始角 5 图 鼓式制动器的主要结构参数示意图 如图 所示， 一般情况下，在制动蹄外周的中央装上摩擦衬片，所以摩擦衬片的起始角可由公式 290o5 o 求得。 但是有时，在最大压力点两侧装置摩擦衬片，这样可以适应压强分布变化的情况，从而改善制动效能和磨损均匀性。 故该设计的摩擦衬片起始角 290o5 o  = o40 张力 F 的作用线到制动器中心的距离 a 最大程度的增大张力 F 的作用线到制动器中心的距离 a，可以把制动效能提高。 为了达到这个目的，要把制动轮缸布置在制动鼓内。 初步设计时常取距离 a= ,故初步取a= 120=96mm。 制动蹄支承销中心位置 k 和 c 在两蹄支承端面不互相干涉的前提下，使 c 尽可能大而 k尽可能小。 初步设计时，也可取 c=。 故 c = 96mm。 这里取 k = 20mm。 19 后轮鼓式制动器效能因数 1） 领蹄制动蹄因数： hRbc鼓 式 制 动 器 简 化 受 力 图p 图 鼓式制动器受力简化图 根据公式 bcffbhBFT11 h/b=2。 c/b= 得  TBF 2） 从蹄制动蹄因数： 根据公式 bcffbhBFT12 得   = 所以这个领从蹄制动器的制动因数 21 TTT BFBFBF  = 制动器主要结构元件设计 制动鼓 选取热容量较大的材料制作制动鼓，防止温升超过材料极限，还要保证制动鼓的刚度，减少制动鼓变形对制动 效果的影响。 同时为了确保高的摩擦系数，制动鼓材料应与 20 摩擦衬片材料相匹配，这样工作表面磨损比较均匀使用寿命较长。 轮毂的圆柱表面与制动鼓配合定位，为了使这两者的轴线重合，要在两者装配紧固后对制动鼓内工作表面进行精加工。 两者装配后还需进行动平衡。 货车许用不平衡度为30 N cm～ 40 N cm；轿车许用不平衡度为 15N cm～ 20 N cm；。 微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差＜ ，径向跳动量≤ 0． 0 5mm，静不平衡度≤1．。 刚度和强度要求影响着制动鼓壁厚的选取。 热容量随壁厚 增加而增大，但试验表明，摩擦表面的最高温度在壁厚由 11mm 增至 20 mm 时变很小。 一般制动鼓的壁厚：轿车为7mm～ 12mm；中、重型载货汽车为 13mm～ 18mm。 为了便于检查制动器间隙，通常会在制动鼓的闭口一侧外缘开个小孔。 制动蹄 碾压 T 形钢的方法多用于轿车的和轻型载货汽车制动蹄的制作，或者通过冲压焊接钢板来制成。 制动蹄结构尺寸和断面形状的设计应保证其具有高的刚度，但为了使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间具有均匀的压力，有时在制动蹄腹板上开一两条径向槽，目的是使蹄的弯曲刚度小一些，这样制动时噪声较 小且磨损较为均匀。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，货车的约为 5mm～ 8mm，轿车的约为 3mm～ 5mm。 摩擦衬片的厚度，货车多为 8mm 以上，轿车多为 4． 5mm～ 5mm。 铆接或粘贴是衬片与制动蹄连接的常用方法，粘贴的优点是允许的磨损厚度较大，使用寿命增长，缺点是不易更换。