(毕业设计)普拉多越野车制动系统设计毕业论文(编辑修改稿)

(毕业设计)普拉多越野车制动系统设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

机会，单侧油缸 又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少，使冷却条件较 好。 另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长， 图 22 盘式制动器结构图 也增大了油缸的散 0热面积，因此制动油液温度比 定钳式的低 30℃～ 50℃，汽化的可能性较小。 但由于制动钳体为浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦，磨损和噪声。 经过前面各式制动器的优缺点的比较后，由于滑动钳盘式制动器有结构紧凑，制动块磨损均匀的优点 ，前轮采用了滑动钳盘式制动器。 后轮采用 DBA 浮动钳盘式制动器，兼起驻车制动器的作用。 液压制动 管 路布置方案 为了提高制动驱动机构的工作可靠 性，保证行车安全，制动驱动架构至少应有两套独立的系统，即应是双管 路 制动 系统，也就是说应将汽车的全部 制动 的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其它完好的回路仍能可靠的工作。 图 23为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的 5种分路方案图。 选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。 图 （ a）为前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路形式。 其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合，成本较低。 图（ b）为前后制动管路曾对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对测车轮制动器同属于一个回路称交叉型，简称 X型。 其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持 50%的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。 此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去 方向稳定性。 图（ c）的左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴本科生毕业设计 (论文 ) 12 的分路形式，简称 HI型。 图（ d）的两个独立的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的形式，简称 LL 型。 图（ e）的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后轴对前、后半个轴的分路形式，简称 HH型。 这种形式的双回路制动效能最好。 HI， LL， HH型的结构均较复杂。 LL型与 HH 型在任一回路失效 时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的 50%左右。 HI 型单用回路 3，即一轴办时剩余制动力较大，但此时与 LL型一样，在紧急制动时后轮急易先抱死。 综合各方面的因素和比较各回 路形式的优缺点。 选择了 X 型回路。 图 a) 图 b) 图 c) 图 d) 图 e) 图 23 双轴汽车液压双回路系统的 5种分路方案图 1— 双腔制动主缸 2— 双回路系统的一个回路 3— 双回路系统的另一分路 制动主缸的设计方案 为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，现代汽车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。 双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。 本设计 制动主缸采用串列双腔制动主缸。 该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。 储蓄罐中的油经每一腔的空心螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。 在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。 主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与 皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。 当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。 在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，本科生毕业设计 (论文 ) 13 前腔压力也随之升高。 当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。 撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液借其压力推开回油阀留回主缸，于是解除制动。 若与前腔相连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。 此时在 液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。 此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。 若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。 但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。 由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，主缸仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。 制动驱动机构形式方案 制动驱动机构将来自驾驶员或是其它力源的 力传给制动器，使之产生需要的制动转矩。 制动系工作的可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构的结构和性能。 所以对制动驱动机构首先要求工作可靠；其次是制动转矩的产生和撤除都应尽可能快，充分发挥汽车的制动性能；再次是操纵轻便省力；最后是加在踏板上的力 和踩下踏板的距离应该与制动器中产生的制动转矩有一定的比例关系。 根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。 简单制动系 简单制动系即人力制动系，是靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的传递方式又有机械式和液压式两 种。 机械式的靠杆系或钢丝绳传力，结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中小型汽车的驻车制动器。 由于驻车制动系必须可靠的保证汽车在原地停驻并在任何情况下不致自动滑行。 这一点只有用机械锁止方式才能实现，所以 普拉多 越野 车的驻车制动系采用了机械传动装置。 液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。 其优点是作用滞后时间短（ ～ ），工作压力大（可达 10MPa～ 12MPa），缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单，紧凑，质量小，造 价低。 但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。 液本科生毕业设计 (论文 ) 14 压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。 但由于其操纵架构较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采用。 动力制动系 动力制动系是以发动机动力形式的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。 在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板较小且可有适当的踏板行程。 伺服制动 系 伺服制动系在人力液压制动系的基础上加设一套由其他能源提供的助力装置，使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。 在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。 因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到广泛的应用。 普拉多 越野车制动驱动机构设计当中，通过计算所需的制动力仅靠人力是不够 ,所以我选择加装了液压伺服制动系来弥补制动力不足的问题。 本科生毕业设计 (论文 ) 15 第 3章 制动系统主要参数的确定 普拉多 越野车 主要技 术参数： 汽车总质量：空载时 G0 =2190kg 满载时 Ga =2650kg 轴距： L=2790mm 载荷分配：前轴满载质量 G1a =1450kg 后轴满载质量 G2a =1440kg 前轴空载质量 G01 =1180kg 后轴空载质量 G02 =900kg 重心高度：满载时 hga=820mm 空载时 hgo=840mm 质心距前轴距离：空载时 L39。 1 =1255mm 满载时 L1 =1505mm 质心距后轴距离：空载时 L39。 2 =1470mm 满载时 L2 =1220mm 车轮滚动半径： rr =298mm 汽车最高行驶速度： V maxa =180km/h 盘式制动器主要参数的确定 1）制动盘直径 D 由于 普拉多 越野 车的轮胎规格为 245/70R16，可知轮辋直径为 16= 制动盘直径通常为轮辋直径的 70%79% 前 制动盘直径 D选择轮辋直径的 74%,则 D=300mm。 后制动盘直径 D取 290mm。 2）制动盘厚度 h 制动盘厚度直接影响制动盘质量， 实心制动盘厚度可取 10mm— 20mm,本设计选择 了 实心制动盘，厚度为 12mm。 3）摩擦衬块内半径 R1 与外半径 R2 推荐摩擦衬块内半径 R2 与外半径 R1 比值不大于。 如 取 R2 =140mm，R1 =100mm 4）摩擦材料 本科生毕业设计 (论文 ) 16 无石棉材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。 这种摩擦材料在欧美各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已 成为制动摩擦材料的主流。 同步附着系数 0 的确定 制动制动力分配系数  采用恒定值得设计方法。 欲使汽车制动时的总制动力和减速度达到最大值，应使前、后轮有可能被制动同步抱死滑移，这时各轴理想制动力关系为 F1 +F2 = G [31] F1 / F2 =（ L2 G） /(L1 hg) [32] 式中： F1 ：前制动器制动力 F 2 ：后制动器制动力 G：汽车重力 L1：汽 车质心至前轴中心线的距离 L2：汽车质心至后轴中心线的距离 hg：汽车质心高度 由上式可知，前后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力是  的函数，如图所示，图上的 I 曲线即为 普拉多 越野 车的前后轮同时抱死的前后轮制动器制动力的分配曲线（理想的前后轮制动器制动力分配曲线）。 如果汽车前后轮制动器制动力能按 I 曲线的要求匹配，则能保证汽车在不同的附着系数的路面制动时，前后轮同时抱死。 然而，目前大多数汽车的前后制动器制动力之比为定值。 常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的 比例，称为制动器制动力分配系数，并以符号  来表示，即  = F1 / F2 前、后制动器制动器制动力分配系数影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。 要确定  值首先要选取同步附着系数 0。 同步附着系数取。 前、后轮制动力分配系数  的确定  =（ L2 + 0  hg） /L =（ 1220+ 820） /2790 = 式中 0 ：同步附着系数 本科生毕业设计 (论文 ) 17 L2 ：汽车重心至后轴中心线的距离 L：轴距 Hg:汽车质心高度 制动器最大制动力矩的确定 为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理的确定前、后轮制动器制动力矩。 对于 常遇道路条件较差 选取较 小 0 的各类汽车， 为了保证  ＞ 0 的良好路面上能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移 (此时制动强度 q= ),前后轴的车论制动器所能产生的最 大制动力矩为 T max1f =Z er1 = LG （ L2 + hg）  re [33] T max2f =max11 fT [34] 则 T max1f = N )(2790  T max2f = N  本科生毕业设计 (论文 ) 18 第 4章 制动器的设计与计算 前、后轮盘式制动器制动力矩的计算 若衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 Tf =2fNR [41] 式中 f ：摩擦系数，取 N ：单侧制动块对制动盘的压紧力 R：作用半径，取 R=Rm = 2 21 RR =120mm 前轮制动轮缸直径取 dw =50mm, 由 dw =2pP [42] 式中 p:考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压， p=8MPa～ 12MPa。 取p=12MPa N=P=(wd21)2  p =(21 50 )2  2356212 N T1f =2 8 2 71 2 0 3 5 6 。