捷达轿车制动系统设计.docx

1、捷达轿车制动系统设计捷达轿车制动系统设计海量机械毕业设计，请联系Q99872184 第1章 绪 论 1.1制动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，进行部件的设计计算

2、和结构设计。使其达到以下要求:具有足够的制动效能以保证汽车的安全性;同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 1.2制动系统研究现状 车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行

3、分析和评价: - 1 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) (1)制动效能:即制动距离与制动减速度; (2)制动效能的恒定性:即抗热衰退性; (3)制动时汽车的方向稳定性; 目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。 1.3制动系统设计内容 (1)研究、确定制动系统的构成 (2)汽车必需制动力及其前后分配

4、的确定 前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。 (3) 确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数 制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。 (4) 制动器零件设计 零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。 1.4制动系统设计要求 - 2 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动

5、系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。 - 3 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 第2章 制动器设计计算 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。 2.1 捷达轿车的主要技术参数 在制动器设计中需预先给定的整车参数如表2.1所示 表2.1 捷达轿车整车参数 已知参数 捷达轿车 2471 轴距L(mm) 1100 整车整备质量(Kg) 1500 满载质量(Kg) 175 最高车速(km) 同步附着系数 0.89(空载)，1.28(满载) 2.2制动系统的主要参数及其选择 2.2.1 同步附着系数 对

6、于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数,等于同步,附着系数,的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值04的路面上制动时，可能有以下三种情况。 ,1、当时 0I线在曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧,失了转向能力; - 4 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) ,2、当时 0线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑,而使汽车失去方向稳定性; ,3、当时 0制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任

7、何车轮抱死时的制动减速度为该车,可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动0duq,qg,g(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即，q为00dt,制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的,制动强度q,。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到0,充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率(或称附着力利用,率)来表示，可定义为 FqB, (2.1) ,G式中:汽车总的地面制动力; FBG汽车所受重力; q 汽车制动强度。 ,q,1当时，利用率最高。 00- 5 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 现代的道路条件大为改善

8、，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所,以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时0,0.6,0.5的同步附着系数:轿车取;货车取为宜。 00A我国GB126761999附录制动力在车轴(桥)之间的分配及挂车之A1.2.3间制动协调性要求中规定了除、外其他类型汽车制动强度的MN311要求。 对于制动强度在0.150.3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2.1)之间，,q,0.08A1.2则认为

9、满足条件要求;对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满q,0.334A1.2足公式，则认为满足的要求。 q,0.3，0.74(,0.38)3,0.78参考与同类车型的值，取。 00- 6 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 图2.1除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求 MN112.2.2 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: 0Lh，,20g, (2.2) ,LL式中:汽车轴距，mm; L,2471制动力分配系数; ,L,1137 满载时汽车质心距前轴中心的距离; L11满载时汽车质心距后轴中心的距离; LL,133412hh,553 满载时汽车质心高

10、度。 gg求得: ,0.714进而求得 - 7 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) G (2.3) F,F,Gq,(L，,h)qB1B20gLG (2.4) F,F(1,),Gq(1,),(L,h)qB2B10gL式中:q制动强度; 汽车总的地面制动力; FB前轴车轮的地面制动力; FB1后轴车轮的地面制动力。 FB2,F,F当时，故，q,;,1。 F,G,0B1,2Bq,0.3，0.74(,0.38),0.596此时，符合GB126761999的要q,0.780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，0F,F即。此时求得: B1,1,GL1500，9

11、.8，1.334，19609.82F, BL，,(,)h1.334，(0.786,)，0.5531.76534,0.553,20g,L1.3341.3342q, L，,(,)h1.334，(0.786,)，0.5531.76534,0.553,20gL1.3341.3342, L，,(,)h1.334，(0.786,)，0.5531.76534,0.553,20g- 8 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 表2.2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果 ,0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 13725.4 F1144.1 2376.95 3269.

12、32 5080.19 6585.77 8207.57 B8 q0.078 0.1617 0.2224 0.3456 0.44801 0.55833 0.67753 , 0.78 0.8085 0.7415 0.86398 0.89602 0.93056 0.9679 符合 符合 符合 符合 符合 符合 符合 GB126761国家标国家标国家标国家标国家标国家标国家标999 准 准 准 准 准 准 准 ,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，当0F,F即。此时求得: B2,2,GL1500，9.8，1.137，16713.91F, BL，,(,)h1.137，(0.786,)，

13、0.5531.572,0.553,10g,L1.1371.1371q, L，,(,)h1.137，(0.786,)，0.5531.572,0.553,10gL1.1371.1371, L，,(,)h1.137，(0.786,)，0.5531.572,0.553,10g表2.3,取不同值时对比GB 12676-1999的结果 , 0.8 F12191.15 Bq 0.8052 , 1.0066 - 9 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) GB126761999 符合国家标准 2.2.3 制动器最大的制动力矩 此处删减NNNNNNNNNNNNNNNN字 需要整套设计请联系q:998

14、72184。 图2.7 制动蹄摩擦力矩分析计算 4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 ,222fq T=R sin,d,=R(cos-cos) (2.24) fq,0f012,15、由公式(2.9)导出制动器因数 由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领从蹄制动器的制动因数进行分析计算。 单个领蹄的制动蹄因数BF Tl- 10 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) fhBF, (2.25) T1,a,rA,fB,r,单个从蹄的制动蹄因数BFT2 fhBF, (2.26) T2,a,rA，fB,r,以上两式中: fh0.4，238 BF,1.98T1,a123.7,rA,fB1550.82

15、,0.40，86,r155,fh0.4，238 BF,0.62T2,a123.7,rA，fB1550.82，0.40，86,r155,以上各式中有关结构尺寸参数见图2.8。 BF 整个制动器因数为 BF,BF，BF,1.98，0.62,2.60T1T2- 11 - 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 图2.8 支承销式制动蹄 2.5.3 制动蹄片上的制动力矩 1、鼓式制动蹄片上的制动力矩 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。 T为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横Tf1,向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为bRd,。，其中by1为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，d,为单元面