【62页】【毕业论文】捷达轿车制动器系统毕业设计说明书.doc文档精品范文

对于选取较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。

当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动式中制动强度汽车总的地面制动力用直线平行的两条直线如图之间，则认为满足条件要求对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足的要求。

参考与同类车型的值，取。

图除外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知式中汽车轴距，制动力分配系数满载时汽车质心距前轴中心的距离满载时汽车质心距后轴中心的距离满载时汽车质心高度。

求得进时汽车质心高度。

求得进而求得据选定的同步附着系数，已知式中汽车轴距，制动力分配系型的值，取。

图除外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求制动强度和附着系数利用率根部分内容简介动强度的要求。

对于制动强度在之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线如图之间，则认为满足条件要求对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足的要求。

参考与同类车型的值，取。

图除外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知式中汽车轴距，制动力分配系数满载时汽车质心距前轴中心的距离满载时汽车质心距后轴中心的距离满载时汽车质心高度。

求得进而求得式中制动强度汽车总的地面制动力前轴车轮的地面制动力后轴车轮的地面制动力。

当时，，故，。

此时，符合的要求。

当时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即。

此时求得表取不同值时对比的结果当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。

此时求得符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准表取不同值时对比的结果制动器最大的制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前后轮制动器的制动力矩。

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力成正比。

所以，双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或前后轮同时抱死的制动力之比为式中，汽车质心离前后轴的距离同步附着系数汽车质心高度。

符合国家标准制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即式中前轴制动器的制动力，后轴制动器的制动力，作用于前轴车轮上的地面法向反力作用于后轴车轮上的地面法向反力车轮的有效半径。

对于选取较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。

当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动力矩为式中该车所能遇到的最大附着系数制动强度车轮有效半径。

••单个车轮制动器应有的最大制动力矩为的半，为•和•。

制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。

其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。

制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即式中制动器效能因数制动器的摩擦力矩制动鼓或制动盘的作用半径输入力，般取加于两制动蹄的张开力或加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。

对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为整个鼓式制动器的制动因数则为当时，则蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小方向及作用点，需要较精确地分析计算才能确定。

今假设在张力的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力如图所示作用于衬片的点上。

这法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为，为摩擦系数。

及为结构尺寸，如图所示。

图鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点的力矩平衡方程，即由上式得领蹄的制动蹄因数为当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点的力矩平衡方程，即由式可知当趋近于占时，对于有限张开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。

这时制动器将自锁。

自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。

通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而应使支承位置可调。

例如采用偏心支承销或偏心轮。

支承销由号钢制造并高频淬火。

其支座为可锻铸铁或球墨铸铁件。

青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。

具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。

有时在制动底板上附加压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

本设计为了使具有支承销的个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，采用支承销。

制动轮缸是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。

轮缸的缸体由灰铸铁制成。

其缸筒为通孔，需搪磨。

活塞由铝合金制造。

活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。

轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。

多数制动轮缸有两个等直径活塞少数有四个等直径活塞双领蹄式制动器的两蹄则各用个单活塞制动轮缸推动。

由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用的铸铁，两个活塞推动。

制动盘制动盘般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形和礼帽形两种。

后种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。

为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。

制动盘的工作表面应光滑平整。

两侧表面不平行度不应大于，盘面摆差不应大于。

本设计采用通风式制动盘。

制动钳制动钳由可锻铸铁或球墨铸铁制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两个由螺栓连接。

其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。

制动钳体应有高的强度和刚度。

般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。

为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。

活塞由铸铝合金或钢制造。

为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。

制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在起。

衬块多为扇面形，也有矩形正方形或长圆形的。

活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。

制动块背板由钢板制成。

许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。

制动块的厚度取。

摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到数值后摩擦系数突然急剧下降材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的材料。

目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂调整摩擦性能的填充剂由无机粉粒及橡胶聚合树脂等配成与噪声消除剂主要成分为石墨等混合后，在高温下模压成型的。

模压材料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。

各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为，少数可达。

设计计算制动器时般取。

选用摩擦材料时应注意，般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。

制动摩擦衬片在汽车用制动器衬片中，将制动摩擦衬片按用途分成类，其中，第类为驻车制动器用第类为微型轻型汽车鼓式制动器用第类为中重型汽车的鼓式制动器用第类为盘式制动器用。

其摩擦性能见表表汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项目试验温度类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。

般鼓式制动器的设定间隙为，盘式制动器的为此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。

考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。

另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。

在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图所示。

用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环装在轮缸活塞内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。

限位摩擦环是个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打。

活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。

间隙应等于在制动器间隙