《1.6L排量轎車盤式制動器的設計12000字（論文）》

1.6L排量轎車盤式制動器的設計目錄TOC\o"1-3"\h\u24052摘要 125575第1章緒論 II1.6L排量轎車盤式制動器的設計摘要：制動器是車輛兩大安全件之一，擔負使車輛減速直至停車及穩定駐車的功能。盤式制動器因為有著制動效能穩定，散熱性優秀，結構不復雜等諸多優點，更多的在轎車上應用，所以盤式制動器對車輛行駛安全是至關重要的。1.6L排量轎車盤式制動器設計思路參考了汽車設計書中的設計方法以及一些碩士論文的設計方法。設計主要列舉了盤式制動器的種類和它們的差別，選擇了適用于1.6L排量轎車盤式制動器的浮鉗盤式制動器，并對制動主油缸和制動管路進行討論選擇。先確定制動盤、制動塊、制動鉗等設計的材料，再根據設定的參數，計算制動力，制動力矩，制動輪缸、制動主油缸的直徑和容積等，使設計符合要求，能夠制動。進一步計算制動器主要參數的和性能參數的設計計算，例如前后制動力分配系數、制動效率等做了計算。也分析了汽車在各種附著系數道路上的制動過程。并對摩擦襯片和軸等重要部分進行校核，檢驗滿足制動要求。在滿足制動法規要求及設計前提下，提高了汽車的制動性能。關鍵詞：盤式制動器；設計；制動效率第1章緒論1.1課題背景及研究意義盤式制動器越來越廣泛地應用于各類汽車上，如果根據工作方式對其劃分，其類型較為豐富，比較典型的包括分氣壓式、復合式等。當前主流的轎車絕大部分情況下選用液壓式制動器，在這種控制方式下，制動力主要利用真空助力器實現力的擴增，先把它傳遞至主油缸，此時形成的液壓可以有效傳遞至制動器，如此就就可以高效制動。另外，它關聯的零部件相對較多，其中比較典型的包括制動盤、活塞等。制動盤為了有效減小其運行過程中的溫度，其一般采用了通風設計的方式，此外，它可以從制動卡鉗、管路分布等諸多層面進行優化。該裝置當前在多種汽車上都進行了應用，市場前景也較為良好。近幾年，伴隨科學技術的發展，車輛制動器的功能特性得到進一步優化。制動器分為兩類鼓式和盤式，此外，我們可以結合結構型式對其進行具體分類，其重點涉及到機械式、液壓式等多種類型，其運行原理大同小異，其最為主要的部分都是制動裝置，可以通過其運行時形成的摩擦熱消耗車輛動能，從而讓車輛能夠更好的制動。對于鼓式制動器來講，其發展的時間相對較長，在其并未出現之前，它已在諸多汽車上進行應用。而在當前而言，轎車速率得到進一步提升，制動性能明顯增強，這就使轎車更偏向于應用綜合性能更為理想的盤式制動器。該制動裝置很大程度上淘汰了鼓式制動器。我們有必要對盤式制動器展開計算，從而為汽車的開發提供有價值的參考，這是非常有意義的[1][2]。1.2國內外現狀及發展趨勢隨著我國轎車工業的發展，我國在轎車上裝盤式制動器的規模已經越來越大。安裝盤式制動器在提高整車性能、增加車上人員的安全性和舒適性等方面有著很大的效果。目前一般采用前輪盤式制動器和后輪鼓式制動器，因為需要考慮到經濟的因素，制造商也想減低成本。因為汽車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車總負荷的70%-80%，所以前輪制動力遠遠要大于后輪。也正因為由于緊急制動過程中的軸荷前移,對于前輪制動系統性能的技術要求相對較高,這種前制動器主要采用的是以液壓盤式制動器為主流,以液壓油作為傳動介質,以液壓總泵作為動力源,并且后制動器與液壓雙泵雙作用分泵制動蹄。目前絕大多數的車輛都是使用前后震鼓式混合驅動力的剎車。但是，隨著我國高速公路等級的進一步提高和旅客乘車服務等級的增加,尤其特別是國家安全法規的進一步強制和實施，這些因素也導致了盤式制動器安裝應用規模的擴大國外汽車機構經過多年的研發，將制動器進一步與智能化系統搭配應用。另外，制動器的研究很大程度上表現在驅動機構的電子化水平。各企業除在傳統制動器上實現了一定發展之后，還偏向于在中、重汽車領域進行相關開發工作。而在電子技術進行實踐應用之后。外國的BPW對電子報警系統展開了系統性的分析，并對各類參數進行有效收集，其中比較典型的包括輪胎氣壓、制動溫度等，此后將數據傳輸至車主，從而對各項參數的變化進行有效監視，避免貨車由于裝置磨損進而造成制動過程中出現失靈的情況。車主能夠在較短的時間內掌握其受損的情況，假如發現其要求送維修站進行后續處理，如果將其送去維修，其必然會導致危害降低。ABS也逐漸演變為加工轎車的核心裝備，其主要將ABS充當核心，并涌現出多樣性的電子制動系統，其中比較典型的包括ASR、BAS、ESP、EBA、EBD、TCS、VDC、ACC等。在車輛模塊化、高壓化的條件下，車輛制動系統的電子化水平也進一步提升，許多企業都對電制動系統展開了系統性的研究，博世、特維斯等企業已推出了多項試驗成果，電制動系統在將來必然會得到快速發展，汽車底盤的集成度也會有效提升，從而優化其整體的制動效果[3]。1.3設計內容及要求1.3.1設計任務本研究重點對盤式制動系統的功能特性進行分析，并在這個條件下設計科學的優化方案，在經過綜合性的篩選之后，明確最為理想的方案，使車輛的制動效果有效提升。整體而言，其應該滿足下述標準：1、循環的制動；2、體現優良的制動效能；3、機構復雜性盡可能降低；4、滿足實際需求。本文對該裝置的傳動原理進行深入分析，主要通過零部件、機構等實現合理的設計。這部分的設計很大程度上決定了最終的制動效果。而從制動性能的方面來講，因為制動管路分布的情況存在一定差異，其產生的效果必然不相一致。盤式制動的基本原理[4]（具體情況參考圖2-1）：在軸承上固定制動盤6，從而讓它和輪轂軸承一同運行；此外，其底板設置了制動卡鉗4。在剎車的時候，制動踏板1承受的力轉移至主油缸3，在擠壓所有車輪分泵的活塞之后，將制動塊4壓向制動盤6，在這之后通過摩擦力產生相對較大的制動力，在將制動踏板1后松開之后，制動主油缸3回復到原來的位置，油管和主油缸里的壓力消失，制動塊5和制動鉗4也回位，摩擦力消失，制動解除。1-制動踏板2-真空助力器3-制動主油缸4-制動鉗5-制動塊6-制動盤，7-制動鼓8-制動襯片9-制動蹄圖2-1盤式制動系統結構工作原理圖1.3.2設計要求在進行設計的時候，其必須滿足下述標準：1、設計的規格應滿足客觀需求；2、應在確保乘車人員生命安全的情況下進行改善；3、選擇最為適用的方法展開設計。

第2章總體方案的確定2.1制動器的分類和選擇對于制動器而言，它是汽車制動系統最為主要的部件，當代汽車的制動裝置通常存在下述標準：1、以相對較短的距離實現制動；2、制動效果符合要求；3、制動裝置應表現出較高的強度，應表現理想的耐久性；4、檢測的難度較低，更換流程足夠精簡。通常來講，前輪裝配盤式制動器，后輪則裝配鼓式制動器，從而優化整體的制動效果，但一部分車輛在所有輪子都裝配了盤式制動器，因此其發展速度相對較快。在應用盤式制動器之后，汽車安全性能夠得到有效提升，而且規避了制動噪音過大、粉塵污染等常見的問題[5]。為了能有更加好的制動效果，需要進行更加深入的設計和材料的選用。2.2設計方案2.2.1制動鉗的方案選擇車輛在行駛時，制動盤會伴隨車輪一同轉動，制動鉗在這個時候保持固定，在其制動的時候，制動鉗會將制動盤夾住，如此就可以高效的制動。另外，其可以根據固定摩擦元件結構進行劃分，其主要涉及到鉗盤式和全盤式。（1）固定摩擦元件主要裝配于支架，它通過特定的制動塊構成，制動盤被這兩個制動塊卡住，用螺栓將它固定在輪轂上。這種制動器憑借制動盤的離心力作用可以將附著臟污等甩下，而且它有著質量不大，結構較易，散熱性優秀，維修十分便利。然而由于摩擦襯塊的整體面積較小。由于在其制動的時候會受到溫度的影響，因此它對摩擦材料提出的標準也非常嚴苛。該裝置結合結構形式的差異，其主要劃分為兩類，即定鉗式和浮鉗式[6]。①定鉗式制動器（具體情況參考圖2-2）：該制動器有兩個液壓油缸在制動鉗體上，它們分別由一個或兩個活塞，由于活塞直接擠壓制動片，上面的力較平均，使用可靠性較高。但是這種制動器的結構尺寸和布置也比較復雜，其實際需要的費用相對較高，此外，因為在其制動的過程中形成的熱能夠通過油路傳遞至制動油液，如此就造成其溫度超過一定水平，并形成大量氣泡，如此就使其制動效果受到嚴重影響。1—回位彈簧2—制動鉗體3—導向支撐銷4—活塞5—制動塊6-制動盤圖2-2固定鉗盤式制動器②浮鉗式制動器（具體情況參考圖2-3）：制動過程中通過油管將在主油缸產生的油液壓力傳遞到制動鉗處的輪缸處，進而對活塞發揮推動的作用，而此時的制動塊會壓向制動盤，一直持續到兩側受力完全一致為止，制動鉗、導向銷、卡鉗支架三者連在一起，可以在那上面移動。這種制動器只需在盤的一側安裝油缸，結構布置簡易，造價不高。轎車常用這種結構。圖2-3浮動鉗盤式制動器對于固定摩擦元件和旋轉元件來講，其主要表現為圓盤形，各盤的摩擦表面在進行制動的過程中接觸面積較大。該裝置的散熱性非常差，結構也十分繁雜，現階段的轎車通常情況下不使用該方式，換而言之，此類制動器已完全淘汰，其整體架構具體參考下圖。圖2-4多片全盤式制動器從以上了解，可以將設計對象定為浮鉗盤式制動器。此后可根據要求對制動鉗進行布置，由于制動鉗所處的位點有所差異，其發揮的作用也必然不相一致，假如其處于軸前，那么就能夠防止其向鉗內甩臟物，如果將其設置于軸后，那么此時可以使輪轂軸承對應的徑向合力大幅度降低。2.2.2制動總泵的方案選擇對于這個設備而言，它能夠對踩踏力進行有效轉換，從而得到適當的液壓。在對其進行串聯之后，可將其分為前輪與后輪，左前輪與右后輪的運轉表現出較強的一致性。現目前的轎車絕大部分都應用該配置方式。（1）單制動總泵（具體情況參考圖2-5）：其應用相對較小，由于其系統液出現了泄漏的情況，其必然會造成車輪制動完全失效，因此就需要在前輪與后輪的制動液管之間，分別設置安全缸，這樣，即使其中一個發生泄漏，只要立刻切斷該系統的油路，那么另一套液壓系統也就可以正常進行工作，制動總泵就能保證它的安全性。圖2-5單制動總泵(2)串聯式制動總泵[7]：主缸通過單腔制動主缸進行串聯。儲油罐內的油轉移至前、后腔，如此就能夠形成相應的油壓，兩者再通過管路傳到指定的輪缸。假如主缸不采取制動措施，活塞皮碗與其頭部主要處于旁通孔和補償孔中間。在操作制動踏板的時候，它可以對后腔活塞發揮推動作用，在其傳動機構的影響下逐步前移，進而使油壓在一定程度上提升。此后，在液壓的影響下，前腔活塞會朝著前部移動，前腔壓力會大幅度增加。如果踩下踏板，兩部分腔的液壓會進一步提升，使前、后制動器兩個都制動。這制動總泵有兩個液壓系統，車輛常規制動的時候，只需要一個液壓系統穩定運行即可。在將踏板力撤出以后，前、后腔活塞在其作用下回復到原位，另外，制動液在壓力的影響下，制動液將回油閥推開，從而使其轉移至主缸，如此就可以讓制動得到有效解除。在對踏板施加一定壓力之后，制動管路出現損壞的情況，前腔并未產生任何壓力。在此類條件下，前腔活塞能夠以較高的速率前移，此后頂到缸體。在這之后，工作腔內的液壓會大幅度增加，一直持續到其變化至預設值。在踩下踏板之后，制動管路出現漏油的情況，其必然會導致其無法建立液壓。另外，后缸活塞會朝著前部移動，并對前缸活塞發揮推動的作用。然而在活塞頂觸前缸的時候，它會出現前移的情況，最后發揮制動的效果。所以，如果應用此類系統，即便某個回路出現失效的情況，其他腔依然能夠穩定運行，如此就會造成其需要的踏板行程大幅度提升，汽車制動力效能大幅度減小。經過對比之后，確保乘車人員生命得到良好保障的條件下，其可以采用串聯式制動總泵。2.2.3制動管路的方案選擇針對這個液管而言，它能夠將主油缸的液壓傳遞至分泵，其涉及到兩類調配方式，前后輪制動管路都設置了特定的回路系統。如果要使驅動機構能夠長期穩定的適用性，使車輛在使用過程中具有足夠的可靠性，制動驅動機構應配置兩套高度獨立的系統，以便在某回路出現問題的時候，其他回路依然能夠穩定的運行，進而發揮理想的制動效果[8]。（1）II型，前、后輪制動管路都構成相對獨立的回路系統，具體情況參考圖2-6（a）。它在各轎車上都有所引用，但主要在貨車上進行應用。假如后輪制動管路失效，其難以發揮制動效果的時候，此時只有通過前輪制動，前輪抱死之后，其必然會造成其喪失轉彎制動能力。假如前輪管路出現失效的情況，其必然難以制動，假如只可以通過后輪制動，其發揮的作用必然大幅度減小，與常規條件下進行對比，其大概減少了二分之一。此外，因為后橋負荷相對較小，假如踏板力超過一定標準，其必然會造成汽車出現甩尾的情況。（2）X型，前、后輪制動管路主要采取對角連接的方式，具體情況參考圖2-6（b）。它的整體架構較為精簡，假如某回路出現失效的情況，它依然可以維持50％的制動效能，此外，制動力的分配系數與附著系數并未出現改變，如此就能夠保證其在制動的過程中整車負荷具有良好的適應性。（3）HI型，前輪制動器的半數輪缸與后輪制動器輪缸能夠構建完善的回路，具體情況參考圖2-6（c）。（4）LL型，兩回路主要通過輪缸和制動器構成，具體情況參考圖2-6（d）。（5）HH型，兩回路主要通過各制動器的半數缸構成，具體情況參考圖2-6（e）。此類系統能夠表現出非常理想的制動效果。經過上述對比，我們能夠發現HI,LL,HH型的結構十分繁雜，所以本研究應用的制動管路很大程度上采用對角連接的方式。（a）（b）（c）（d）（e）1-雙回路系統的一個分路2-雙腔制動主缸3-雙回路系統的另一個分路圖2-6雙回路系統的5種分路第3章盤式制動器主要部件的設計3.1制動盤的設計3.1.1制動盤的直徑制動盤直徑應適當的擴增，如此就可以有效提升其有效半徑，并使其夾緊力在一定程度上減小，這樣可以明顯減小摩擦襯塊對應的單位壓力。然而輪輞直徑能夠對制動盤直徑發揮約束的作用，其直徑在大多數條件下為輪輞直徑的70%～79%。在本研究中，車輪的型號為205/55R16，如此我們可以進一步分析輪輞的尺寸1625.4=406.4mm，406.4(70%～79%)=284.48mm～321.056mm，在這個范圍內[9]，制動盤的直徑選為315mm。3.1.2制動盤的厚度對于制動盤厚度來講，它會對制動盤質量產生較為明顯的影響。為了能夠使質量得到一定控制，制動盤厚度應在進行適當的減小。為了能夠使其散熱性符合要求，此處主要采用通風式的制動盤，如此就可以使其散熱效果得到有效提升。制動盤的厚度大多數選在20mm～50mm內，當然要盡可能選取在20mm～30mm內。本設計取其厚度為28mm。3.1.3制動盤的材料考慮到灰鑄鐵強度高，耐熱和耐磨性好，減振性，鑄造性良好，能承受較大的載荷，所以制動盤的材料選取G3000。3.2制動卡鉗的設計這個裝置要具有較高的強度和剛度，所以材料選用的是球墨鑄鐵QT400-18。本設計選用浮鉗式，在制動卡鉗的一側有輪缸。3.3制動塊的設計制動塊由兩樣構成，分別是背板和摩擦襯塊，二者可以通過黏膠進行粘合，脫落的概率較低。襯塊絕大部分為扇形，活塞壓住的部分應盡量擴增，從而避免襯塊出現卷角[10][11]。除此之外，為了避免制動液汽化，其可以設置專門的減振墊，從而防止在制動的時候將生成的熱量傳遞至制動鉗。摩擦襯塊發生的磨損較為突出，這是由于其單位壓力相對較大，工作溫度也相對較高，因此摩擦襯塊厚度應在一定程度上擴增。針對普通汽車來講，其摩擦襯塊的規格為7.5mm～16mm，此處我們可以將摩擦襯塊的厚度設置為13mm。為了能夠對摩擦襯塊進行更換，其一般裝配了專門的磨損指示器。具體情況參考圖3-1，通常來講，其更換厚度的極大值為7mm。摩擦襯塊的外半徑R2與內半徑R1的兩者比值比1.5小[11]。如果比值比1.5大，那么它在使用時外緣與內緣對應的圓周速度會產生顯著的差距，并造成其磨損情況受到突出影響，接觸面積會大幅度縮減，進而造成制動力矩出現非常顯著的改變。制動盤半徑157，所以摩擦襯塊的外半徑R2可以取148mm，因為R2/R1<1.5,又R1>R2/1.5=98所以當內半徑R1取100m時，兩者比值R2/R1=1.48<1.5。滿足要求。圖3-1摩擦襯塊的尺寸設計3.4制動鉗活塞回位設計在對壓力解除之后，制動襯片能夠在回位彈簧的影響下調整至初始位點。結合其整體設計的標準，我們應選擇最為適用的回位彈簧。結合下圖進行分析，拉伸彈簧絕大部分情況下應用于制動器，然而這種裝置對于該彈簧不具有適用性。圖3-2拉伸彈簧還有種夾緊彈簧，在制動片兩側的彈簧，采用的夾緊彈簧具體參考下圖，然而此類彈簧安裝的流程較為復雜，定位的難度較高。圖3-3夾緊彈簧要解決上述情況的不足之處，我們必須結合制動片結構設計最為適用的制動彈簧，它的結構如下圖3-4。圖3-4彈簧。該裝置的工作原理具體參考圖3-5：首先，我們可以將彈簧3裝配于制動襯片上方，假如將制動力轉化為液壓，那么彈簧3必然會受到擠壓作用，從而出現變形的情況；在制動力完全釋放之后，彈簧3必須調節至初始形狀，并對其活塞發揮推動作用。我們可以將65Mn充當主要的彈簧片材料，由于其彈性極限相對較高，并且疲勞強度也達到較高的水平。1-制動盤2-制動塊3-彈簧4-卡鉗支架圖3-5彈簧的工作原理第4章制動器的設計計算和校核4.1制動系統的主要技術參數空載質量m：1140kg滿載質量m：1490kg軸距L：2700mm空載質心高hg：640mm滿載質心高hg：620mm質心距前軸距離L1：1520mm質心距后軸距離L2：1180mm車輪滾動半徑R：316mm4.2制動系統的主要計算輪胎與路面的附著系數相當于輪胎與路面的摩擦系數，還受到輪胎胎面材質、花紋、路面等因素變化的影響，通常情況下附著系數列表值如下表：表4-1路面附著系數列表路面狀況附著系數干燥瀝青路面0.75～0.85濕滑瀝青路面0.4～0.7積雪路面0.2～0.4結冰路面0.05～0.1根據上表所示，本設計選取干燥瀝青路面的附著系數。4.2.1同步附著系數的確定和制動力分配系數的計算前、后制動器制動力為固定比值的車輛，在附著系數等于同步附著系數的路面上，前、后制動器才可以在同一時間抱死。另外，在其滿載的時候，轎車對應的同步附著系數0.6。所以設計中取同步附著系數=0.6。根據所選定的同步附著系數和,可知公式[12]（4-1）求得空載時制動力分配系數滿載時制動力分配系數4.2.2前后軸車輪制動器制動力的計算對后軸車輪的接地點取力矩，可得平衡公式[12]（4-2）對前軸車輪的接地點取力矩，可得平衡公式（4-3）式中:汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力,；:汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力,；：汽車的重力，；:汽車質量，；：汽車制動減速度，；因為=經化簡，可得（4-4）（4-5）所以在空載時：又因為（4-6）（4-7）式中：前軸車輪的制動器制動力，：后軸車輪的制動器制動力，前后車輪附著力同時被充分利用的條件是[12]：（4-8）（4-9）因為可得轎車的為比值區間[12]為1.3~1.6，得到的結果具體參考1.6，因此其滿足標準。滿載的驗證方法與空載完全一致，所以其符合條件。4.2.3前后軸制動器制動力矩的計算由條件可知，制動強度的計算公式為[12]（4-10）空載時：滿載時：當，相應的制動強度時，后軸和前軸的最大制動力矩為（4-11）（4-12）式中：車輪的有效半徑，計算方法如下：平均半徑（4-13）（4-14）（4-15）所以空載時，后軸的制動力矩為：前軸的制動力矩為：滿載時，后軸的制動力矩為：前軸的制動力矩為：4.3制動器因數他表示制動器的效能，本質上指制動器在單位輸入壓力情況下輸出的力或者力矩?？梢远x為制動盤的作用半徑上的輸入力和摩擦力的比,即,因為是鉗盤式制動器所以鉗盤式制動器的制動因素[13]4.4制動器液壓驅動機構設計計算4.4.1制動輪缸直徑的確定與工作容積的計算踏板力不應超過500N[14]，所以設計中可取=500N。令踏板機構的傳動比,真空助力器的真空助力比，助力器工作效率范圍為0.85~0.95，在此取。由上述已知條件，可得出制動輪缸對制動盤的作用力P==500×3×9×0.9=12150N。制動輪缸直徑的公式如下[14]：（4-16）在制動力調節裝置的影響，其取值區間為p=8Mpa~12Mpa。其主要涉及到10,15,20,25Mpa這四個壓力級[14]，而對于管路液壓來講，它在進行制動的過程中通常小于10Mpa~12Mpa，因此此處可以取p=10Mpa。計算得：根據GB7524—87標準規定下的輪缸直徑尺寸系列表，選用，見表4—2。表4—2輪缸直徑尺寸系列表（單位：mm）輪缸直徑14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.4），26，28（28.58），30，32，35，38，42，46，50，56一個制動輪缸的工作容積：（4-17）（4-18）式中：輪缸的活塞數目；此設計選用浮鉗式的制動器，只有一側有一個活塞，所以n=1；：—個輪缸完全制動時的行程：兩者間的間隙所對應的輪缸活塞行程，0.1mm~0.3mm；：假如摩擦襯片出現變形的情況，其必然會造成活塞行程發生變化，此后我們可以對其單位壓力值展開分析；對制動塊的設計，在此取。，：在此處主要代表的是輪缸活塞行程，其重點應用盤式制動的方式，所以就不考慮這兩個數據。所以一個制動輪缸的工作容積（4-19）全部工作容積：（4-20）式中m：輪缸的數目，此設計車型為四輪全部是盤式制動，所以m=4所以，4.4.2制動主缸直徑確定和工作容積的計算考慮到制動軟管的變形，轎車制動主缸的工作容積可取[15]，計算得，主缸內活塞行程的要求為，取，根據公式，可得，（4-21）根據GB7524—87標準規定，選取接近值=38mm作為制動主缸的直徑，列表如同表4-2。由計算可知，=42mm，=38mm，。在大多數條件下，兩者之間之比在=0.9~1.2，因此主油缸和制動輪缸的設計符合要求。4.5制動器部分校核4.5.1管路壓力校核管路的極限壓力不考慮ABS系統的作用應該是地面的附著系數提升至同步附著系數時管路所對應的壓力。假如其出現一同抱死的時候，結合兩輪的制動力公式：（4-22）（4-23）式中：前軸車輪的制動器制動力，；：后軸車輪的制動器制動力，；：前、后輪缸液壓，；：前、后制動輪缸的直徑，；：前后制動器單側油缸數目；：前后制動器效能因數；：前后制動器有效制動半徑，；：車輪滾動半徑，；由上述公式可推導出（4-24）經計算可得在大多數條件下，制動管路所對應的標準壓力不超過10Mpa，因此其管路壓力滿足標準。4.5.2制動踏板行程校核制動踏板工作行程的計算公式為：（4-25）已知：主油缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm~2mm：主油缸活塞空行程。本研究中取=5mm所以，根據《機動車運行安全技術條件》，踏板的行程通常情況下小于150mm，因此該設計滿足標準。4.5.3制動踏板力校核制動踏板力可用下式進行驗算[16]：（4-26）根據4.4.1有關設計數據，，可得2720.496NN<500N500N是制動踏板力的上限[16]，所以計算結果符合要求。4.5.4制動距離校核該指標主要是指機動車在要求的速度下緊急制動的時候，腳接與動踏板接觸到其停住所經過的距離。見下表[16]：表4-3制動距離和制動穩定性要求機動車類型制動初速度/（km/h）滿載檢驗制動距離要求/m空載檢驗制動距離要求/m試驗通道寬度/m總質量不大于3500kg的汽車5022212.5制動距離的計算公式為：（4-27）式中v：制動初速度，查得表4-3，v取50km/h；：制動器作用時間，0.2~0.9s，?。鹤畲笾苿訙p速度，取；將數據代入公式，計算得，所以制動距離符合要求。4.6摩擦襯片的磨損特性計算與校核在緊急制動的時候，制動器擔負了耗散所有動力的大多數任務。在限定的時長內，摩擦所形成的熱量無法完全進入大氣，其必然會使制動器的溫度在一定水平上增加。此即為能量負荷，假如該負荷相對較大，那么它所產生的磨損也必然愈加嚴重。在對能量耗散率進行評析的過程中，能量負荷是最為主要的指標。另外，兩輪所對應的能量耗散率可以通過下式進行分析：（4-28）（4-29）式中：汽車回轉質量換算系數；：汽車質量，；、：汽車制動初速度與終速度，計算時轎車?。?7.8）；：制動時間，；按下式計算=4.63（4-30）：制動減速度，，=0.6×106；、：前、后制動器襯片的摩擦面積，根據設計尺寸，摩擦面積是：A=（4-31）在緊急制動到時，并可近似地認為，則有（4-32）（4-33）計算得：空載時，<6.0<6.0滿載時，，略大于6.0，影響不大。<6.0轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。4.7回位彈簧的計算和校核在對回位彈簧進行選用的過程中，其主要采用圓柱螺旋壓縮彈簧，所以其設計必須符合圓柱螺旋壓縮彈簧的相關標準。4.7.1根據工作條件選擇材料并確定許用應力因為回位彈簧能夠在常規條件下運行，所以其必須結合第Ⅲ類彈簧來具體考慮。此處可以選用60Si2Mn，因為其彈性非常優良，回火穩定性相對較強，可以承受相對較高的載荷，力學性能也十分出眾。假設=9mm，=150N，=25mm，=350N。[]=800Mpa[17]。4.7.2根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑通常旋繞比C，在此選C=6。初設彈簧中徑D=22mm，由于，所以彈簧絲的直徑d=D/C=22/8=2.75mm。由曲度系數K的計算公式：（4-34）得，彈簧鋼絲的直徑計算公式[17]：（4-35）計算得根據參考文獻[17]查得d取3mm，因為D=22mm，則C=22/3=7.3，K=1.2，于是經驗證，計算結果與估取值相近，所以彈簧鋼絲的直徑d=3mm，此時D=22mm，D2=D+d=22+3=25mm。4.7.3根據剛度條件，計算彈簧圈數彈簧的剛度為：（4-36）由G=80000Mpa，則彈簧圈數為[17]（4-37）取n=6，此時彈簧的剛度為4.7.4驗算（1）彈簧初拉力（4-38）初應力（4-39）當C=7.3時，彈簧初應力的選取的區間為50Mpa~130Mpa[18]，故此初應力值符合標準。（2）極限工作應力（4-40）（3）極限工作載荷（4-41）4.8驅動軸的強度校核4.8.1軸的強度校核在車輪高速運轉時，突然踩下踏板，在液壓的作用下，制動塊和制動盤會彼此摩擦，如此就導致制動盤停止運行。另外，支撐輪轂軸承所對應的花鍵軸會受到相對較大的扭轉力，其彎矩也相對較小，所以在此不作校核。已知發動機最大功率為103kw，最大功率轉速為6300r/min，汽車滿載時的重量為m=1490kg，則驅動軸的轉矩：（4-42）軸的受力分析簡圖及扭矩圖如圖4-1所示。圖4-1驅動軸扭矩圖結合輪轂軸承裝置的相關標準[19]，其花鍵規格為6，而相應的材料為40Cr，該材料許用切應力見下表[19]：表4-4常規材料的[]軸的材料Q235-A,20Q275,35(1Cr18NiI9Ti)4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr13[]15~2520~3525~4555其抗扭截面系數[20]（4-43）根據列表選擇則扭轉切應力（4-44）所以扭轉應力符合要求。4.8.2花鍵連接強度計算在進行具體計算的過程中，假如載荷分布的情況十分理想，各齒工作面的力作用在，即傳遞轉矩[21]，并引入系數來分析載荷所受到的影響，此時其強度條件為：（4-45）式中：為花鍵的平均直徑，此處為矩形花鍵，計算公式為（4-46）轉矩T：（4-47）為載荷分布不均系數，它和齒數多少有關，一般取，較小值在齒數多時??；z為花鍵齒數，z=6；為齒的工作長度，在此根據設計要求，選；h為花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵的計算公式為，C為倒角尺寸[22]，C=0.3。經計算，其許用擠壓應力具體情況參考下表[23]表4-5許用擠壓應力（Mpa）連接方式使用和制造情況許用擠壓應力不良35~50[]靜連接中等60~100良好80~120所以，符合良好的使用情況。第5章總結在對各類設計方案進行對比分析之后，選取最為適用的方案，并對其進行相關計算和校核。在對各項參數進行明確之后，我們可以對制動力、制動力矩等展開分析，并對有關參數進行校核。（1）整體傳動原理及工作方案的確定在結合相關文獻進行分析之后，我們明確了該系統的運行原理，此后對設計方案展開標準化的分類，并對較為關鍵的部分展開對比研究。最后決定采用浮鉗式制動器，并選擇X型分布的方式。（2）主要零部件的設計根據資料，對制動盤、制動塊、制動鉗等設計和材料的選擇。設計必須要滿足相關標準，材料強度也應達