前后盘式制动器制动系统(1)

第1章制动系统设计计算
1.盘式制动器形式
与全盘式相比，浮动钳盘式具有如下优点：
在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管，家之液压缸；冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低。

所以，本设计前后盘式制动器均采用浮动钳式盘式制动器。

2.制动能源的选择
3.制动管路的布置
X型的结构简单。

直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。

但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。

因此，这种方案适用于主销偏移距为负值（达20mm)的汽车上。

这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的稳定性。

所以本次设计选择X型管路。

4.液压制动主缸的设计
采用双回路制动系统，双回路制动系统的制动主缸为串联双缸制动主缸。

，当制动系统中任一回路失效时，串联双缸制动主缸的另一腔仍能够工作，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。

大大的提高了工作的可靠性。

5.行车制动与驻车制动形式
行车制动用液压，而驻车制动时通过拉线用机械力推动凸轮或螺杆推动活塞，使活塞移动，让制动盘与刹车片接触。

第2章 制动系统设计计算
2.1 制动系统主要参数数值
2.1.1 相关主要参数
2.1.2 同步附着系数的确定
根据相关资料查得，通常应满足空载同步附着系数在0.6-0.7之间较为合适，满载同步附着系数在0.8- 0.9之间较为合适。

2.2 制动器有关计算
2.2.1 确定前后制动力矩分配系数β
任何附着系数ϕ路面上前后同时抱死的条件为、（ϕ=0.8）：
G
F F f f ϕ=+21
g
g f f h L h L F F ϕϕ-+=
122
1
得：
1
f F =7788.2N
2
f F =3556.3N
一般常用制动器制动力分配系数β来表示分配比例
空载条件：
686.02
1
==
f f F F β
空载条件： N F f 4.54061= N F f 3.30372=
64.02
1
==
f f F F β
2.2.2制动器制动力矩的确定
应急制动时，假定前后轮同时抱死拖滑，此时所需的前桥制动力矩为
r )(ϕϕμg h b L G
M +=
得，单个后轮盘式制动器的制动力矩μ1M =21
μM
=115.3 N/m
单个前轮盘式制动器的制动力矩μ2M =21μM
=122.9N/m
2.2.3 盘式制动器主要参数确定
制动盘直径D 应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。

受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70％一79％。

总质量大于2t 的汽车应取上限。

这里去制动盘的直径D 为轮辋直径的百分之79%，即D=0.79Dr=300mm
2.2.4 制动盘厚度h
制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。

为使质量小些，厚度不宜太大，为了减少温升，厚度又不宜过小。

因此，参考同类型车，取为25mm,通风式，增大散热。

2.2.5 摩擦衬块内半径R1和外半径R2
摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。

若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。

因为制动器直径D 等于300mm,则摩擦块R2=150mm,取R2/R1=1.5,所以R1=100mm 。

2.2.6 制动衬块工作面积A
在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6～3.5kg/2
cm , 此处取为2.5kg/cm2，可得A =2305kg ÷2.5kg/cm2 ＝ 922cm 。

2.2.7 摩擦衬块摩擦系数f
当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250℃时，保持摩擦系数f =0.35～0.40 已无大问题。

所选择摩擦系数f =0.35。

3.2.4 盘式制动器的制动力计算
假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力
矩为
R fF M 02=μ
平均半径m R 为
mm 125200
1150221m =+=+=
R R R
对于前制动器
N 40410.1250.352122.92=⨯⨯==
fR M F O μ
对于后制动器
N 31810.1250.352115.3
2μ=⨯⨯==
fR M F O
第3章 液压制动驱动机构的设计计算
3.1 前轮制动轮缸直径d 的确定
制动轮缸对制动块施加的张开力0F 与轮缸直径d 和制动管路压力p 的关系为
)/(40p F d π=
制动管路压力一般不超过10～12a MP 。

取a MP 10=p 。

mm 32m 023.01010404
146
==⨯⨯=
d 轮缸直径d 应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为19mm 、22mm 、24mm 、25mm 、28mm 、30mm 、32mm 、35mm 、38mm 、40mm 、45mm 、50mm 、55mm 。

因此取前轮制动轮缸直径为24mm .
同理，后轮制动轮缸直径0.023mm 0.023m 10
101318
46
==⨯⨯=
d 。

因此取后轮制动轮缸直径为23mm .
3.2 制动主缸直径0d 的确定
第i 个轮缸的工作容积为：
∑=
n
d Vi 1
i i
2
4
δπ
式中，i d 为第i 个轮缸活塞的直径；n 为轮缸中活塞的数目；i δ为第i 个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对盘式制动器可取2.0-2.5mm .此处取2=δ.5mm .
所以一个前轮轮缸的工作容积为31
1
2
32
1304m m 4
2
==∑⨯π
V
一个后轮轮缸的工作容积为311
2
25
953m m 4
2
==
∑⨯π
V
所有轮缸的总工作容积为∑=m V V
1
i ,式中，m 为轮缸数目。

制动主缸应有的工
作容积为V V V '+=0,式中V '为制动软管的变形容积。

在初步设计时，制动主缸的工作容积可为：对于乘用车V V 1.10=;对于商用车V V 3.10=。

此处取V V 1.10=。

所以3m m 5144)9531304(22=+=+= V V V
30mm 4.96541.1=='+=V V V
V
主缸活塞行程0S 和活塞直径0d 为 00O 24
S d V π
=
一般0S =（0.8～1.2）o d 。

此处取0S =o d 。

所以 30O 4
d V π
=
18.49mm 43
0==π
V d
主缸的直径o d 应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm 、22mm 、28mm 、32mm 、35mm 、38mm 、40mm 、45mm 。

所以取得190=d mm 。

3.3 制动踏板力p F 和制动踏板工作行程p S
制动踏板力p F 为：
)1
(14
p 0p 2η
π
i p
d F =
式中，0d 为制动主缸活塞直径；p 为制动管路的液压；p i 为探班机构的传动比；
η为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取η=0.82～0.86.此处取p i =4，η=0.85.
制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N （乘用车）或700N （商用车）。

设计时，制动踏板力可在200N ～350N 的范围内选取。

所以
500N N 34.380.85
14110(0.019)4π)1(1462p 0p 2
<=⨯⨯⨯==
ηπi p d F
符合设计要求。

制动踏板工作行程p S 为
)(m2m10p p δδ++•=S i S 式中，1m δ为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm ～2mm;2m δ为主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作时的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。

制动器调整正常时的踏板工作行程p S,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%～60%。

为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持0.05～0.14MPa的残余压力。

最大踏板行程，对乘用车应不大于100～150mm,对商用车不大于180mm。

此外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于400N，对商用车不大于600N。

制动手柄最大。