四驅(qū)越野車車架及制動系統(tǒng)設計含6張CAD圖-原創(chuàng).zip

四驅(qū)越野車車架及制動系統(tǒng)設計含6張CAD圖-原創(chuàng).zip,越野車,車架,制動,系統(tǒng),設計,CAD,原創(chuàng) 四驅(qū)越野車車架及制動系統(tǒng)設計 The design of a 4x4 vehicle frame and brake system 摘 要 本文主要研究四輪驅(qū)動越野車的驅(qū)動能力及其車架和制動系統(tǒng)的設計。車架選用梯形邊梁式車架，縱梁選用相互嵌入的方式使冷沖壓成型的槽鋼焊接而成，橫梁則直接選用焊接的方法使經(jīng)過冷沖壓成形的槽鋼與鋼板連接在一起，縱梁與橫梁的連接也使用焊接的方法。此外計算的校準主要是針對強度、剛度，對橫梁進行結構設計和危險截面的應力計算，縱梁的結構設計也包含在設計范圍內(nèi)，制動系統(tǒng)則選用液壓傳動雙回路制動系統(tǒng)。根據(jù)設計要求前盤后鼓的制動器，前輪制動器就選用通風盤式制動器，后輪制動器采用領從蹄式制動器。制動系統(tǒng)設計中首先就是要對車輛的力學模型進行分析，繼而對制動器使用力學性能分析，結構設計以及強度校核。各種設計計算是為了使該設計的生產(chǎn)加工的實用性和應用的可能性得到保障。 關鍵詞：四驅(qū)越野車、車架、制動系統(tǒng) Abstract This article mainly for the four-wheel drive off-road vehicle driving performance and its frame and brake system design. The frame adopts trapezoidal side-beam frame, and the stringer is formed by cold-stamping, and the cross-beam is welded with steel plate and cold plate. The stringer and beam are also welded. In addition, the structural design of the longitudinal beam and the calculation of the strength and rigidity are mainly carried out, and the structural design of the beam and the stress calculation of the dangerous section are carried out. Brake system uses mechanical transmission double loop braking system. One front wheel brake with clamp disc brakes, rear wheel brake with double collar shoe brakes. In the design of the braking system, the mechanical model of the vehicle is analyzed first, and the mechanical analysis of the brake is carried out, and the structural design and strength checking are carried out. Various designs are designed to ensure that the design has the possibility of production, processing and application. KEY WORD: Four-wheel drive off-road vehicle、Frame、Braking system 目 錄 摘 要 2 前 言 5 1 越野車車架設計 6 1.1 車架概述 6 1.2 車架的結構形式應滿足以下工作需求： 6 1.3 越野車車架的結構型式選擇 6 1.4 車架縱梁、橫梁及其連接 9 1.5 車架的制造及材料的選擇 10 1.6 車架的設計與計算 11 1.6.1 車架的尺寸計算 11 1.6.2 車架的縱梁剛度、強度的設計計算 12 1.6.3 車架橫梁的設計計算 15 2 制動系統(tǒng)的設計方法與方案設計 21 2.1 制動系統(tǒng)的概述 21 2.1.1 制動系統(tǒng)的功用 21 2.1.2 制動系統(tǒng)的類型 21 2.1.3 制動系統(tǒng)的組成 21 2.1.4 制動系統(tǒng)的工作原理 22 2.1.5 制動系統(tǒng)的基本要求 23 2.1.6 制動系統(tǒng)設計的內(nèi)容 25 2.2 制動器的結構型式及選擇 27 2.2.1 制動器的分類 27 3.1制動時車輪的受力 29 3.1.1地面制動力 30 3.1.2 制動器制動力 30 3.1.3 地面制動力、制動器制動力與附著力之間的關系 31 3.2 地面對前后輪的法向反作用力 32 3.3 理想的前后制動器制動力分配 34 4 制動器的設計計算 36 4.1 越野車制動器的力學計算 36 4.2 同步附著系數(shù) 37 4.3 制動力分配系數(shù) 37 4.4 制動強度和附著系數(shù)利用率 38 4.5 制動器的最大制動力矩 38 4.6 制動器因數(shù) 38 4.7 制動器摩擦系數(shù) 39 4.8 摩擦襯塊的摩擦特性計算 39 4.9 制動器的熱容量和溫升計算 40 4.10 制動器制動力矩的計算 41 4.11 駐車制動計算 42 5. 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算 43 5.1 制動輪缸的設計計算 43 5.1.1 制動輪缸直徑與工作容積的計算 43 5.1.2 制動輪缸的強度校核 44 5.2 制動主缸的設計計算 45 5.2.1 制動主缸直徑與工作容積的計算 45 5.2.2 制動主缸強度校核 46 5.3 制動踏板力與踏板行程 46 5.4 制動液的選擇和使用 47 5.4.1 制動液的主要性能要求 47 5.4.2 制動液的分類 48 總 結 50 參考文獻 51 前 言 四輪驅(qū)動越野車具備高底盤可以使其通過深水區(qū)域，輪胎抓地力強從而爬坡度高，較大的馬力能保證在惡劣道路環(huán)境上及野外行駛等優(yōu)點，既能在柏油路上快速行駛，又能在臨時造的路、鄉(xiāng)村泥路上順利行駛，還能順暢的通過無路地區(qū)。四驅(qū)越野車應盡量的提高對車架和制動系統(tǒng)的要求來應對在各種艱苦環(huán)境下的行駛，因此對車架以及制動系統(tǒng)的設計要做到兩全其美，要盡量保證車輛在特殊情況下的能力同時也符合條件，使越野車行駛的更加的可靠安全。本次設計主要以比較出名的越野車北京吉普越野汽車牧馬人為參考對車架及其制動系統(tǒng)的進行設計。 車架是車輛的基本，越野車上大部分部件和總成布置都與車架采用固定連接，使各種總成的保持在一定位置，如發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、駕駛室和相關的操作機構，車架的作用就像是一座房子的地基，支撐聯(lián)接汽車的各零部件，車內(nèi)外的各種受力都要承受，因此車架在越野車中的作用獨一無二且不能替換的。越野車的車架大多數(shù)采用梯形邊梁式結構，安裝車身方便并且車廂和布置其他總成比較簡單等特點，并且改造起來相對容易，它的彎曲剛度較大，在其承受扭矩的時，每一部分同時產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)和彎曲。本次畢業(yè)設計采用梯形邊梁式車架，并對其結構進行相應的強度校核。 制動系統(tǒng)是能夠使汽車產(chǎn)生阻力的裝置，其基本功能是根據(jù)司機的想法來減小汽車的行駛速度，使其達到安全速度或者停車，并在某些情況下可以進行駐停。制動系統(tǒng)對汽車安全駕駛擁有舉重若輕的作用，是保證汽車安全行駛的非常重要的裝備，伴隨道路和汽車的高速發(fā)展，人們對汽車制動系統(tǒng)性能的標準提高了不少，比如要經(jīng)得起長時間使用，更加的安全等，這樣的車輛可以在任何情況下，都能安全和迅速的減速和停車。顯然，一輛良好的四驅(qū)越野車擁有一套安全可靠的制動系統(tǒng)是必要的，同時也為四驅(qū)越野車發(fā)揮良好的動力性能提供了重要保證。根據(jù)我國規(guī)定，所有汽車必須采用雙回路制動系統(tǒng)，這是因為在雙回路制動系統(tǒng)中，即使其中一個回路失效，還能利用另一個回路獲得一定的制動力，更加安全可靠。所以根據(jù)任務書要求，本次設計采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)。主要設計該系統(tǒng)中的行車制動裝置以及駐車制動裝置中的關鍵部件。 1 越野車車架設計 1.1 車架概述 汽車車架通常被稱為"大梁”，是整輛車的承重基礎，汽車上很大一部分部件和總成都是要和車架固定連接在一起，比如發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、駕駛室等等的操作機構。車架應設置高度適中，在保證車架離地面有一定高度的同時也要保證汽車的重心不能太高，這樣有利于提高越野車的穩(wěn)定性、通過性、靈活性以及獲得較大的前輪轉(zhuǎn)向角。 1.2 車架的結構形式應滿足以下工作需求： （1）滿足汽車總體布置要求。在各種行駛路況下保證汽車各部件之間存在合適的間隙。 （2）車架的強度要在減小質(zhì)量的同時得到保障，剛性也是如此。汽車在具有惡劣情況的道路上行駛時，要保證車架不會產(chǎn)生過大的扭轉(zhuǎn)變形，以及前后反向平面內(nèi)的彎曲變形，即使又一定的變形，也要避免這些變形在可接受范圍內(nèi)，以至于不會改變汽車各部件之間的相對位置，為了減少整車的質(zhì)量，車架的選材方便應盡量的輕量化。 （3）從被動的方面考慮安全性，要保證車架能夠承受一定的撞擊力量。 （4）設計時也應考慮到易于生產(chǎn)和易于改造等方面的要求。 1.3 越野車車架的結構型式選擇 汽車車架根據(jù)結構形式不同，可分為四種類型：邊梁式車架，中梁式車架、綜合式車架和承載式車身。其中，以邊梁式車架應用最為廣泛 邊梁式車架：邊梁式車架的組成成分主要包含兩根縱梁與一定數(shù)量的橫梁，縱梁安裝在兩側起框架作用，橫梁采用鉚接法或者焊接法固定在縱梁之間，起承重作用。其特點是能夠承受較大的彎曲應力，在承受扭轉(zhuǎn)力矩的時候，每一部分都產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)，良好的分擔了載荷。同時因為邊梁式車架獨特的結構，對于汽車駕駛室的安裝起到很大的有利作用，改裝汽車也少了很多麻煩，因此被廣泛應用于載貨汽車、越野車和大多數(shù)特種車輛上。在中、小型客車上也有采用，轎車應用較為少。 邊梁式車架衍生出周邊式車架如圖（1-1）、梯形車架（如圖1-3）、X形車架（如圖1-3）。 圖1-1 周邊式車架 圖1-2 梯形車架 圖1-3 X形車架 中梁式車架：中梁式車架也被稱為脊骨式車架，中間有一根縱梁貫穿前后。如圖1-4所示。 圖1-4 中梁式車架 中梁斷面大多數(shù)是管狀，因此扭轉(zhuǎn)剛度較大，車輪的上下跳動空間大。 綜合式車架：綜合式車架的前端采用的是邊梁式車架的結構，而后端則選用的是中梁式車架的結構，如圖1-5所示。 圖1-5 綜合式車架 也稱為復合式車架。該車架既有中梁式車架車輪空間更大的優(yōu)點，也有邊梁式載荷好的優(yōu)點，發(fā)動機可以被安裝在此車架的邊梁上，而伸出的車架可以使車身固定。 綜合以上車架的性能以及特點，梯形邊梁式車架作為此次越野車車架設計方案，車架在前后橋的扭轉(zhuǎn)剛度也都要符合要求，滿足越野車高通過性要求，車架的縱、橫梁均采用封閉式斷面，相互嵌入并焊接而成 1.4 車架縱梁、橫梁及其連接 縱梁作為車架中的最大部件以及主要承重的部件，其形狀應力要求簡單，為了降低車身的離地間隙、加大懸架搖擺空間，從而采用中部低，兩邊車輪處向上彎曲的形狀。為了盡可能使縱梁各個斷面的應力保持相同，采用其中部的斷面高度高于兩端的方法來實現(xiàn)，因此封閉式箱型斷面是首要選擇。雖然槽型斷面梁的優(yōu)點多，但是由于抗扭性能差的原因不予采用。箱型斷面梁的強度及扭轉(zhuǎn)剛度都好?？v梁采用沖壓成型的方法輔以焊接法拼接而成。 橫梁的作用是將位于兩側的縱梁連接起來，從而構成一副類似于梯子一樣的完整的車架，并使車架具有一定的扭轉(zhuǎn)剛度，從而減少車架的變形以及某些地方所受的力。橫梁對支撐一些總成起到重要作用，車架的設計采用8根橫梁，保證了車輛的高通過性，并使其分布在主要承載部位，比如發(fā)動機、駕駛室、水箱等位置。為了增大駕駛員的視野范圍就要降低發(fā)動機橫梁的支撐高度，前橫梁既要有一定的寬度來滿足力學性能也要保證橫梁向下彎曲，在發(fā)動機安裝在其上時不遮擋視野，即我們所說的"元寶梁”。采用獨立懸架的越野車"元寶梁”作為發(fā)動機的主要部件，加工工藝與其他梁大致相同。發(fā)動機以前端的作用縱梁為端點作為支撐，橫架在上面，前橫梁使寬度減小并選用受力更好的槽型斷面。中橫梁則做成拱形從而給傳動軸留出轉(zhuǎn)動空間。為了增強懸架的支撐，達到增強其強敵和剛度的目的，在前后輪處設置橫梁。其余橫梁都采用簡單的直槽型。 縱橫梁使用鉚釘法連接而成，因為鉚釘連接不是固定連接，縱橫梁之間拼接處留有緩沖空間，有利于消除最大應力，改善各部分的受力狀況，對于一些要求在惡劣路況上行駛的越野車具有重要的作用。 1.5 車架的制造及材料的選擇 車架縱橫梁的制造較為方便，一般的工廠利用沖壓機便可使車架原材料冷沖壓成想要的形狀。車架的組裝則采用焊接工藝來保證整體的完整性，在某些情況下也能夠使用防松螺栓連接，組裝時要擁有精確的定位與夾緊，保證其他總成在車架上的相對位置精度。 車架材料選用時要考慮到汽車的行駛環(huán)境，因此足夠適應惡劣環(huán)境的屈服力峰值要高，疲勞次數(shù)也要高，同時也應該對單位力的沖擊有較好的防護，方便車架的加工。因為加工工藝取決于材料的特性，為了提高越野車車架的強度，并使其輕量化，材料選用16Mn合金鋼板，冷沖壓工藝成形，可以使疲勞強度下降，同時延伸率不易過高，沖壓成形后的疲勞強度大概在150Mpa上下即可。 越野車車架的縱、橫梁的鋼板厚度一般在4mm左右，初步選定4mm為縱梁的鋼板厚度，橫梁厚度則初步選定為3mm。 1.6 車架的設計與計算 1.6.1 車架的尺寸計算 （1）根據(jù)設計依據(jù)任務書中給定汽車尺寸對車架進行尺寸設計，如圖1-7為整車尺寸。 整車長/寬/高（mm）：4470/1905/1810 輪胎類型與規(guī)格：265/75 R16 接近角/離去角：α=35°， β=28° 轉(zhuǎn)彎半徑：6m 軸距：2690mm 前后輪輪距：B1=B2=1605mm=B 車架前端距車頭距離為S1=170mm 車架后端距車尾距離為S2=315mm 則初步確定車架長度L’=4470-170-315=3985mm 因為R=6m 輪胎寬B0=265mm 輪輞直徑D=16×25.4=406.4mm 輪胎外徑D0=406.4+2×265×75%=803.9mm （2）當汽車以極低的車速行駛而無側偏角的時候，前輪轉(zhuǎn)角δ≈L/R 則 δ≈==0.4483rad≈25° 確定車架的前寬B’和后寬B” 車體與車架的縱梁之間應該留有一定的空隙，同時也不應使車輪在達到最大轉(zhuǎn)向角度時碰到車架與車體。 則前寬： B’=1040mm 后輪不轉(zhuǎn)向，所以車架的后寬大于前寬： B”=1235mm 為了提高行駛穩(wěn)定性，車架的中寬 B”’>B” B”’=1325mm 則車架的基本尺寸已經(jīng)基本確定，即： 車架長度：L’=3985mm 車架前寬：B’=1040mm 車架后寬：B”=1235mm 車架中寬：B”’=1325mm 1.6.2 車架的縱梁剛度、強度的設計計算 （1）為了避免汽車的一些總成在行駛時因為路況的不同發(fā)生顛簸從而導致位置發(fā)生改變，應盡量的消除車身的變形量，可以通過增大縱梁的彎曲剛度來達到此目的。通常越野車的車架的彎曲撓度最大值不應超過10毫米，設計時彎曲剛度的表達方式用撓度的最大值來表示，為了保證整個車輛以及其他部位的工作不受到影響，限制縱梁撓度的大小，即對縱梁的彎曲剛度進行校核。 1）把縱梁看做是支撐跨度1為軸距的簡支梁。 2）根據(jù)材料力學給,撓度f與剛度的關系式為f=。 3）根據(jù)其他國家的各種實驗結果表明，大多數(shù)汽車的I/L3在20~30之間。 由3）可首選I/L3=25 因為 L=2.69m 所以 I=25×2.693=640cm4 因為汽車的總質(zhì)量為2100kg，減去不必要的質(zhì)量500kg 則集中載荷 P=(2100-500)×10=16000N 因為 所以 若I/L3=12，則I=233.6cm4 P－集中載荷 L－軸距 E－彈性模量，16Mn低碳鋼E=2.06×105MPa I－截面慣性矩 （2）車架縱梁的扭轉(zhuǎn)剛度設計 車架的扭轉(zhuǎn)剛度GI可按下式計算 φ= φ扭轉(zhuǎn)角（車架的扭轉(zhuǎn)角應小于1°/m） T – 扭矩 G – 材料的切變模量，G=E/2(1+μ) μ – 泊松比 GIp – 扭轉(zhuǎn)剛度 因為車架材料選擇的是16Mn鋼板 所以 E=2.06×105MPa μ=0.29 則 G=E/2(1+μ)=79845Mpa 又因為 I=389 cm4 L=2.69m 滿載時承載系承受的扭轉(zhuǎn)力矩 Tmax=magb/2L’ b=最大剪力處距前軸的距離 B=輪距 L’=車架的長度 設車架的最大剪力處距軸為x，則 X=[2Rf-]/() Gs --- 空載時負載 Gs==12000N Ge --- 滿載時的有效載荷Ge=(2100-1500)=6000N Rf --- 一根縱梁的前支撐反力 Rf=[Gs(l-2b)+Ge(c-c2)]/4l 其中a、b、c、c1、c2、l、L 在結構設計中可以查出 a=580mm b=715mm c=2980mm c1=1950mm c2=1030mm l=2690mm L=3985mm 代入得x=1226mm 所以Tmax=6118.7N·m φ=TL/GI=0.5°＜1° 則車架的縱梁的扭轉(zhuǎn)剛度滿足設計要求。 （3）車架縱梁的強度設計 縱梁上最大載荷出的正應力σ= 其中最大受力處F=q===5204N 因為縱梁采用的合金鋼板厚度是4毫米，采用冷沖壓的工藝加工，最后相互嵌合的方式成型. 因為 σ=≤[σ] 所以 A≥ 為了保證四驅(qū)越野車能夠行駛在各種路段，所以取安全系數(shù)n=7。 則[σ]==≈58.6Mpa 得A≥==8.9×10-5m2 取 h1×b×d=60×44×4（mm） h2×b×d=52×44×4（mm） 則 縱梁最大受力處截面積 A= h1d+h2d+4(b-d)d=60×4+52×4+5×（44-4）×4=1088mm2=1.088×10-3m2 則σ===4.8Mpa＜[σ] 則車架縱梁的強度設計滿足要求?？v梁的中間部位受力最大，因此縱梁中部的高度要比兩端高，具體結構可以參考圖紙。 1.6.3 車架橫梁的設計計算 （1）橫梁長度的確定 如圖所示，橫梁長度： L1=L2=L3=1040-2×（44+4）=944mm L4=1195mm L5=1325-2×（44+4）=1229mm L6=1235-2×（44+4）=1139mm （2）由于橫梁1起到保持車架前端穩(wěn)定的作用，主要不承受垂直載荷，受到扭轉(zhuǎn)作用更大，以對其進行扭轉(zhuǎn)強度校核（假設承受100kg的作用力） τmax=≤[τ] 其中初設計尺寸：h1=40mm，b1=28-2×4=20mm，截面形狀如圖（1-6）所示 則h/b=2, 圖1-6 橫梁1危險截面處截面 查邊得 ==119.41×106Pa=119.41MPa＜[τ] 則滿足設計要求 （3）橫梁2、3的計算 由于其上裝載的有發(fā)動機，水箱，電瓶等重要的部件，估計承受500kg的扭轉(zhuǎn)力，2上承受220kg，3上承受280kg，設計尺寸 h2=70mm, b2=32-2×4=24mm h3=80mm, b3=32-2×4=24mm 截面形狀如圖（1-7）、圖（1-8）所示 圖1-7 橫梁2危險截面處截面 圖1-8 橫梁3危險截面處截面 h2/b2=2.917, h3/b3=3.33 查表得 得 ==94.046MPa＜[τ] ==104.62MPa＜[τ] 則2、3都能滿足性能要求。 （4）橫梁4上裝載駕駛室，假設其承受230kg的扭轉(zhuǎn)力。 設計尺寸：h4=70mm, b4=42-2×4=34mm,其截面形狀如圖（1-9）所示 圖1-9 橫梁4危險截面處截面 則 h4/b4=2.06, 查表得 ==70.47MPa＜[τ] 則滿足設計要求。 （5）橫梁5的設計計算，假設承受160kg的扭轉(zhuǎn)力。 設計尺寸h5=60mm, b5=32-2×4=24mm 其危險截面如圖（1-10）所示： 圖1-10 橫梁5危險截面處截面 則h5/b5=2.5 查表得 則==109.46MPa＜[τ] 滿足性能要求。 （6）橫梁6的設計計算，假設承受100kg的扭轉(zhuǎn)力。 設計尺寸：h6=40mm，b6=30-2×4=22mm，其危險截面如圖（1-11）所示： 圖1-11 橫梁6危險截面處截面 則h6/b6=1.818 查表得 ==119.68MPa＜[τ] 則滿足設計要求。 車架的詳細結構尺寸及技術要求見圖紙。 2 制動系統(tǒng)的設計方法與方案設計 2.1 制動系統(tǒng)的概述 2.1.1 制動系統(tǒng)的功用 制動系統(tǒng)功用是使行駛中的汽車減小至安全的速度來通過某些區(qū)域，比如人群等，甚至可以?？吭谀承┑胤奖３朱o止不動。近年來我國發(fā)展迅速，高速公路的建造以及人民水平的日益提高，汽車可以行使的地方越來越多，擁有車輛的家庭也越來越多，車流量顯著提高，人們對汽車的安全駕駛提出了更高的要求，其中便對汽車的制動系統(tǒng)要求更高的穩(wěn)定性。也只有制動性能優(yōu)秀、制動性能可靠的制動系統(tǒng)，才能發(fā)揮出汽車的作用及優(yōu)點。 2.1.2 制動系統(tǒng)的類型 汽車制動系統(tǒng)應該至少有兩套獨立的制動裝置，即行車制動系統(tǒng)和駐車制動系統(tǒng)。 行車制動系統(tǒng)的作用是使正在行駛中的車輛強行減緩速度或者停下。常采用雙回路或者多回路結構，以便在某一回路發(fā)生故障時，還能保證一定的制動性能。 駐車制動系統(tǒng)可以使汽車長時間的?？吭谝欢ㄎ恢没蛘呤切逼律?，同時汽車的半坡起步也主要依賴于駐車制動系統(tǒng)。駐車制動裝置應采用機械式驅(qū)動機構，以免其產(chǎn)生故障。 應急制動裝置的作用就是行車制動裝置出現(xiàn)問題事情時從而導致不能發(fā)揮作用的時候，這時便可以啟用應急制動裝置來制動確保汽車的安全行駛。 2.1.3 制動系統(tǒng)的組成 制動系統(tǒng)具有以下四個基本組成成分。 （1）制動能源的供給裝置。包括供能裝置與傳能裝置。制動能源能夠產(chǎn)生制動能量。如圖2-1所示 圖2-1 （2）制動控制裝置。包括一切產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的各種部件。圖2-1中的制動踏板1即是最簡單的一種控制裝置。 （3）制動傳動裝置。將制動能量傳輸?shù)街苿悠鞯母鱾€部件，如圖2-1中的制動主缸4和制動主缸6。 （4）制動執(zhí)行裝置-制動器。給車輛提供外部制動力矩的部件，包括制動系統(tǒng)中起輔助作用的減速裝置。 2.1.4 制動系統(tǒng)的工作原理 制動系統(tǒng)空閑時，制動鼓沒有與連接車輪的摩擦元件相接觸，因此不產(chǎn)生制動力，汽車輪胎可以自由轉(zhuǎn)動，此時制動系統(tǒng)不起任何作用。 制動時，當司機踩下剎車踏板時，力傳遞給推桿推動活塞壓著制動油液進入制動輪缸，然后制動蹄受力轉(zhuǎn)動，把摩擦片壓向工作表面。這樣工作表面接觸后就會有一個摩擦力矩Mμ，車輪受到此制動力矩，加上車輪與地面有著附著力，路面便會受到車輪對其施加一個與地面附著力相反的的周緣力Fμ，此時，車輪也會受到路面對其施加的一個反作用力FB，該力就是汽車減速或停車的制動力。防松制動踏板后，在回位彈簧的作用下，制動回到原點位，制動解除 2.1.5 制動系統(tǒng)的基本要求 為了達到汽車安全行駛的目的，同時盡可能的提高汽車快速行駛的能力，制動系統(tǒng)的基本要求如下： （1）能適應有關標準和法規(guī)規(guī)定。各項的性能指標不僅要滿足設計要求，同時也要與國家的相關規(guī)定和標準匹配，如果銷售對象為外國，也要根據(jù)當?shù)氐那闆r來修改汽車，以滿足當?shù)赜脩舻男枰? （2）具有足夠的制動效能，制動效能指的是車輛在短時間內(nèi)降低車速直到完全停止運動的能力，其中最為主要的是行車以及駐車制動兩大效能。制動距離或者制動減速度是評判制動效能的重要指標。表2-1給出了歐美、中國等國家的標準 項目 中國GB7258-2004 歐盟(EEC)71/320 美國 聯(lián)邦135 實驗路面 負載 制動初速度 制動時的穩(wěn)定性 制動距離或制動減速度 制動踏板力 任何荷載 50km/h 不許偏出2.5m通道 ≤20m，大于等于 ≤500N 附著良好 一個駕駛人或滿載 80km/h 不抱死跑偏 ≤50.7m，≥5.8m/s2 ＜490N Skid no81 輕、滿載 96.5km/h 不抱死偏出3.66m ≤65.8m 66.7-667N 表2-1 （3）工作安全穩(wěn)定，因此車輛應至少擁有兩套制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置，并且這是要兩個完全獨立的系統(tǒng)。同時行車制動系統(tǒng)的驅(qū)動機構應該布置具有兩套相互不影響的管路，當其中一套因為意外失去作用時，另外一套也能保證一定的制動功能，防止意外的發(fā)生，通常是不低于百分之三十，駐車制動系統(tǒng)采用機械式制動驅(qū)動系統(tǒng)從而更加可靠。 （4）制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車在高速行駛中剎車，一段時間內(nèi)的數(shù)次快速剎車，尤其是下長坡時的需要多次的時間長的剎車，會是制動器在短時間內(nèi)達到一個非常高的溫度。特別是下長坡時的多次重復制動，可以使摩擦副升溫到350攝氏度左右，有時甚至高達650攝氏度。此時，摩擦因數(shù)受到溫度的影響會迅速降低，使制動能力大部分失效，這種現(xiàn)象稱為熱衰退現(xiàn)象。制動器發(fā)生此現(xiàn)象以后，通過一定時間的散熱便會使摩擦副恢復正常溫度，制動效能也會可以重新恢復，這個現(xiàn)象稱為熱恢復現(xiàn)象。有很多措施可以提高熱衰退現(xiàn)象，比如改變摩擦材料從而提高摩擦的穩(wěn)定性，選用熱容量高的金屬制作制動盤以及制動鼓，提高其散熱性等。 （5）制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面接觸到水以后，水相當于一定程度的潤滑液導致摩擦因數(shù)降低從而發(fā)生"水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定不在接觸水以后反復制動10次作用，就應該恢復到原有的制動效能。優(yōu)秀的摩擦材料能使摩擦性能迅速恢復，同時應防止一些其他物質(zhì)附著在摩擦副表面，否則不僅會降低摩擦系數(shù)，也會損壞摩擦表面，加劇磨損減少使用壽命，某些拉力賽的越野車會選用封閉的制動器來防止水和泥沙的侵蝕。 （6）制動時的操作性能好。汽車的操縱性以及方向穩(wěn)定性不論在任何速度制動的情況，都應該保持穩(wěn)定。因此汽車要合理分配前后輪的制動力矩，保持合適的比值。最好使各軸的分布載荷隨著汽車的行駛狀態(tài)呈一定的函數(shù)關系變化。而保證同軸上的車輪制動力矩相同。否則因緊急發(fā)生意外時，駕駛員狠踩剎車會是車輪瞬間停止轉(zhuǎn)動，有可能發(fā)生側滑或者甩尾駕駛員失去對方向的控制。如果左右輪的制動力矩相差超過15%則會引起制動跑偏。 （7）制動踏板和手柄位置和行程應符合人體工程學要求，易于駕駛員的操作，不至于操作困難造成事故。考慮到制動時摩擦襯片或者摩擦塊會與旋轉(zhuǎn)元件之間發(fā)生摩擦，會有一定的磨損量，因此腳踏板的行程規(guī)定轎車的最大值為150mm。。制動手柄行程的最大值應該設在160mm與200mm之間。各國法規(guī)也有所用不同，規(guī)定最大踏板力在500至700N之間。設計時，緊急制動踏板力的選擇范圍，轎車為250N左右，貨車為450N左右，采用伺服制動或者動力制動制動裝置時取最小值。應急制動時的手剎拉力的最大值應該選取在450N左右為宜，駐車制動的手桿拉力的最大值應該在600N左右。 （8）發(fā)揮作用的時間應盡量的縮短，包括動作的延遲時間以及解放踏板到制動不作用的時間。 （9）制動時不產(chǎn)生噪音和振動。 （10）與車架上的其他總成之間相互不影響，在遇到崎嶇路況導致車輪的上下跳動以及汽車的正常轉(zhuǎn)向時不會發(fā)生意外的制動。 （11）制動系統(tǒng)中應該設有自動檢測設備以及顯示設備從而能使駕駛員及時的發(fā)現(xiàn)汽車的制動故障，制動系中也應該設置安全裝置，如果車輛的制動管路損壞，那么應該有防止油液流失的裝置。 （12）能夠每天使用，并且在惡劣環(huán)境如高溫低溫時，制動管路不能產(chǎn)生氣阻和結冰現(xiàn)象 （13）制動系的機件應該具有可長時間使用，價格低的特點，摩擦材料也應該選擇綠色環(huán)保無污染，減少飛散在空氣中的有害物質(zhì)。 2.1.6 制動系統(tǒng)設計的內(nèi)容 目前高級越野車都采用了電子控制防抱死制動系統(tǒng)（ABS，Anti-lock Braking System）和電控驅(qū)動防滑系統(tǒng)（ASR，Acceler Silp Regualion）系統(tǒng)。 本次畢業(yè)設計采用的液壓傳動雙回路制動系統(tǒng)（如圖2-2），該系統(tǒng)采用液壓助力，前輪采用通風盤式的盤式制動系統(tǒng)，后輪采用領從蹄式的鼓式制動系統(tǒng)。駐車制動系統(tǒng)與后輪制動系統(tǒng)共用。 圖2-2 制動系統(tǒng)布置圖 1-制動踏板；2-液壓助力器；3-主缸；4-通左前輪和右后輪的制動回路；5-通右前輪和左后輪的制動回路；6-前輪盤式制動器；7-駐車制動操縱桿；8-感載比例閥；9-駐車制動操縱纜繩；10-后輪鼓式制動器 機械式駐車制動系統(tǒng)的組成零件包含拉桿，搖臂等傳動裝置來控制其作用。 圖2-2所示為一車型前盤后鼓的制動系統(tǒng)布置圖，其中駐動制動系統(tǒng)是機械式的，并且與伺服式行車制動系統(tǒng)共用后輪制動器。該制動器由于是機械式軟軸操縱，作用于后輪，所以結構簡單，可以長時間制動，不會因為滲油等因素而失效。 駐車制動時，駕駛員拉起駐車制動的操縱桿7，操縱桿受的力將會通過一系列機械裝置拉緊操作纜繩9，連著制動蹄張開壓緊制動鼓實現(xiàn)剎車。由于駐車制動的操縱桿上有棘爪，棘爪配合爪盤可達到單向轉(zhuǎn)動的目的，，從而松開操縱桿以后不能落下，保證了制動蹄長時間與制動鼓貼合產(chǎn)生一個力矩使車輪不能轉(zhuǎn)動，可以長時間的制動而且不會失效，想要解除駐車制動，按壓操作桿頂部的按鈕，按鈕會使棘爪與棘爪盤分離，從而可以壓下制動操作桿，此時纜繩放松，左右制動蹄由回位彈簧作用而恢復到原來位置，這樣就解除了駐車制動。 駐車制動系統(tǒng)的采用機械式傳動來保障汽車?？吭谥付ǖ胤剑谌魏吻闆r下車輪不能發(fā)生轉(zhuǎn)動，只有機械的方式才能實現(xiàn)這個，同時也能保證?？康目煽啃?。 人力液壓制動系統(tǒng)使用制動液，可以將較小的踏板力轉(zhuǎn)化為一定的液壓力，再通過制動管道將力傳遞給車輪的制動器，此時便完成了人力-液壓力-制動力之間的轉(zhuǎn)換。 液壓傳動裝置是如今汽車制動系統(tǒng)采用的主流裝置，如圖2-2。液壓傳動裝置的組成部分主要包括制動主缸，液壓管路以及前后輪的制動輪缸。通常制動踏板機構和制動主缸都安裝在車架上面，而車輪因為配有減震裝置從而是通過彈性的懸架與車架的主體連接在一起，因此輪缸的位置經(jīng)常發(fā)生改變，所以一般除了采用銅管連接各制動主缸與輪缸外，還會采用特質(zhì)的橡膠軟管來保證管道的可靠性，同時也配有管接頭在各個管路之間。制動前，液壓管道內(nèi)應該充滿制動液。剎車時，踏板1受力，主缸3的活塞受力后壓著制動液進入制動輪缸中，壓著制動蹄靠靠近制動蹄表面產(chǎn)生摩擦力。在制動塊與制動蹄還沒有接觸到制動盤與制動鼓之前，液壓的壓力不會很高，因為此時還沒有受到摩擦力矩的作用，踏板力等于液壓管路的壓力以及制動回位彈簧的彈力。在制動器接觸到制動盤和制動鼓以后就開始產(chǎn)生摩擦力矩，這個摩擦力矩就是制動力矩，隨著制動力矩的增長，踏板力和管道的液壓力才能繼續(xù)增長。因為有橡膠軟管，管道有壓力的同時軟管會發(fā)生彈性形變，所以踏板和輪缸活塞還能稍微移動一段距離。松開剎車踏板后，回位彈簧的彈力會使其恢復到最初的狀態(tài)，制動解除。 制動踏板和駐車制動操縱桿與電氣設備和檢測設備相連，當進行制動時指示燈亮，顯示正在制動。 本次設計任務主要是前輪通風盤式制動器，串聯(lián)式雙腔制動主缸和帶有駐車機構的后輪鼓式制動器。 2.2 制動器的結構型式及選擇 2.2.1 制動器的分類 制動器是制動系統(tǒng)中使車輛產(chǎn)生反向加速度的裝置，汽車制動器的主要原理是不轉(zhuǎn)動的摩擦元件與旋轉(zhuǎn)的工作元件表面發(fā)生摩擦，然后旋轉(zhuǎn)的元件收到摩擦力的摩擦制動器。 鼓式制動器與盤式制動器均被稱為摩擦制動器，其主要區(qū)別在與使用的摩擦元件不同，工作表面為圓柱面的旋轉(zhuǎn)元件是制動鼓，工作便面為端面的圓盤形的制動盤。 摩擦制動器根據(jù)旋轉(zhuǎn)元件的不同分為鼓式和盤式制動器兩大類。前者的摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件為圓盤狀的制動盤，以端面為工作面。 1.鼓式制動器 鼓式制動器多為內(nèi)張雙蹄式，但是根據(jù)制動的設置形式，受力情況和布局情況的不同，會造成各種制動蹄的工作性能也有所差異。 2.盤式制動器 摩擦副元件中以旋轉(zhuǎn)的端面為工作表面的被稱為制動盤，這是盤式制動器的特點。其固定元件大體可分為兩類。全盤制動器的摩擦元件為圓形，可以與旋轉(zhuǎn)元件整個接觸，另一種是幾個制動塊與工作表面壓緊產(chǎn)生摩擦力矩的制動器。這些制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤兩側的夾鉗形支架中，總稱為制動鉗，因此也被稱為鉗盤式制動器，又可以根據(jù)摩擦元件的種類分為定鉗盤式制動器與浮鉗盤式制動器。 （1）定鉗盤式制動器 圖2-3 1-制動盤；2-活塞；3-制動塊；4-進油口；5-制動鉗體；6車橋部分 圖2-3所示是定鉗盤式制動器的結構示意。固裝在車橋上的制動鉗體左右橫跨在制動盤的頂部，并且固定不動，位于制動盤兩邊的分別是兩個活塞分別匹配著不同的制動輪缸。制動時，制動主缸的油液流入制動輪缸中，再推動活塞壓向制動盤，從而產(chǎn)生制動。 2.浮鉗盤式制動器 圖2-4 浮鉗盤式制動器示意 1-制動鉗體；2-導向銷；3-制動鉗支架；4-制動盤；5-固定制動塊；6-活動制動塊（帶摩擦塊磨損報警裝置）；7-活塞密封圈；8-活塞 浮鉗盤式制動器的制動鉗一般可以軸向移動，在里面設置液壓輪缸，外面設置制動塊。其工作原理見圖2-4，制動鉗支架與轉(zhuǎn)向節(jié)固連，并可以隨著導向銷2軸向移動。制動時，活塞受力帶著制動塊壓向制動盤。此時，反作用力P2使制動鉗向右邊移動，制動塊則會緊壓向制動盤。于是，制動盤受到來自左右制動塊的摩擦力產(chǎn)生反向力矩完成制動。 盤式制動器與鼓式制動器相比，有以下特點： 盤式制動器剎車以及浸水后的恢復能力都比鼓式制動器要大很多，而且摩擦系數(shù)的影響對其不是很大，只需要經(jīng)過較少次的制動便可以恢復到正常的制動能力，在力矩相同的情況下，制動盤因為受熱膨脹極小，不會因為熱膨脹而引起一系列的問題，同時間隙自動比較容易消除，后續(xù)維修方便 綜上所述，制動器設計采用浮鉗盤式制動器，后輪采用領從蹄式制動器。 3.1制動時車輪的受力 汽車減速甚至停車的主要原因是受到阻力，阻力包括地面阻力和空氣阻力。但是低速行駛時空氣阻力較小，因此實際上致使汽車減速直至停車的作用力，是地面的阻力。我們把地面提供的這個制動力稱為地面制動力。地面制動力與制動減速度呈正線性關系，與制動距離成反比關系。汽車制動性好壞的決定因素在于地面制動力的大小。 下面分析一個車輪在制動時的受力狀況，以說明影響汽車地面制動力的主要因素。 3.1.1地面制動力 圖3-1 車輪在地面制動時的受力狀況 圖3-1給出了汽車在良好路面上制動時的受力狀況。 圖3-1中，滾動阻力偶距和減速時的慣性力、慣性力偶距均忽略不計。 Tμ-車輪制動器摩擦片與制動鼓（盤）的摩擦力矩（N·m）。 Fxb-地面制動力（N） W-車輪的垂直載荷（N） Tp-車軸與車輪的推力（N） Fz-地面對車輪的法向反力（N） r-車輪半徑（m） 從力矩平衡得到地面制動力為Fxb為 Fxb= （3-1） 地面制動力是汽車制動而減速行駛的外力，但是地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一個是制動器內(nèi)摩擦片與制動鼓（盤）之間的摩擦力，另一個是輪胎與地面之間的摩擦力-附著力。換言之，欲想在實際的制動中獲得足夠的制動力，除了車輪制動器內(nèi)部要具有足夠的制動力以外，還要有外部的地面能給輪胎提供足夠的附著力。 3.1.2 制動器制動力 為了克服制動器摩擦力矩所需要的輪緣切向力成為制動器的制動力。制動器制動力用Tμ，如圖3-2所示 圖3-2 車輪架離地面制動時的受力情況 從力矩平衡得到 Fμ= （3-2） 式中Tμ-制動器摩擦力矩（N·m） 由式子可知，制動器的結構參數(shù)是決定制動力大小的決定性因素；并且制動力與制動踏板力，液壓的壓力等因素呈正相關。 3.1.3 地面制動力、制動器制動力與附著力之間的關系 為了方便分析，在此只考慮車輪在制動時僅表現(xiàn)為滾動與防抱死拖滑兩種情況，暫時不考慮滑動成分。 當制動踏板力不夠大時，同樣的制動器與制動盤或制動鼓之間的摩擦力矩并不是很大，地面的附著力與制動力矩差不多相等，便可抵消一大部分制動力矩，因此車輪還是會轉(zhuǎn)動。這時，車輪表現(xiàn)為減速滾動向前，地面提供的制動力矩與制動器提供的相等，即 Fxb=Fμ 當踩制動踏板的力逐漸增大的時候，地面制動力也會隨之增大，如圖3-3中的Fxb=Fμ線段。但其實兩個力是一對反力，大小相等方向相反，因此它會又一個最大值，不會無限的增長，最大值就是等于地面的附著力， Fxb≤Fφ=Fzφ 或最大地面制動力Fxbmax為 Fxbmax= Fzφ 當制動踏板力增大到峰值時，地面制動力便與地面附著力的值相同，成為最大的地面制動力，即Fxbmax= Fzφ，這時的地面制動力克服不了制動器制動力矩，再也扳不轉(zhuǎn)車輪，于是，車輪被制動器固定住，發(fā)生抱死拖滑現(xiàn)象。在這種情況下，制動踏板力保持不變，而摩擦力矩與制動器成線性正相關關系，摩擦力矩增大，制動器的制動力也會上升，兩者相等以后就不能再繼續(xù)增大了，如圖3-3中的FXmax=Fφ水平線段。 由此可見，汽車的地面制動力首先取決于制動器制動力，但同時又受到地面附著條件的限制。所以汽車兩個制動力夠大時，才能獲得足夠的制動力。 圖3-3制動過程中地面制動力、制動器制動力及附著力的關系 3.2 地面對前后輪的法向反作用力 汽車制動時，由于前、后車軸載荷的轉(zhuǎn)移，使汽車質(zhì)心位置發(fā)生了改變。隨著制動強度的增強，地面附著系數(shù)也逐漸增大。這些因素對于前、后車輪所受的地面法向反作用力都有很大影響。而前、后車輪的法向的反向作用力是前、后制動器制動力分配設計的力學依據(jù)。 圖3-4為汽車在平整路況上的受力分析。圖中，忽略了汽車一些不是關鍵的力偶距。此外，附著系數(shù)取一個固定的數(shù)值φ0。在圖中的后輪與地面解除的點取力矩，得 FZ1= 對前輪接地點取力矩，得 FZ2L= 式中 FZ1-地面對前輪的法向反作用力； FZ2-地面對后輪的法向反作用力； G-汽車重力； L-汽車前、后軸距； a-汽車質(zhì)心至前軸的距離； b-汽車質(zhì)心至后軸的距離； hg-汽車的質(zhì)心高度； -汽車制動減速度； 令制動減速度=zg，z稱為制動強度，則可以得地面法向反作用力為 （3-3） 圖3-4 制動時汽車的受力圖 若在不同附著系數(shù)的路面上制動，前、后輪都抱死（不論是同時抱死或是分別先后抱死），此時地面的總制動力等于附著力，即Fxb=Fφ=Gφ或者 =φg，地面作用于前、后輪的法向反作用力為 （3-4） 從式（3-9）中可見，前輪收到的地面法向反力比制動前增加了，而后輪受到的地面法向反力比制動前減少了。這就是前后制動器制動力比例分配的力學根據(jù)。 3.3 理想的前后制動器制動力分配 由前面可一直到，制動時，車輪抱死的情況下，附著條件也是有利于汽車控制方向。前后制動器制動力Fμ1和Fμ2的關系曲線，稱為理想的前后制動器制動力分配曲線 在任何附著系數(shù)φ的路面上，只有滿足前后輪制動時受力與地面提供的附著力相等，并且每一個輪剎車時的受力與地面附著力相等，才能前后輪同時抱死。即 或 將式（3-4）代入上式得 （3-5） 消去變量，將方程表達為的函數(shù)形式，即可得到理想的前、后制動器制動力分配關系表達式為 （3-6） 由式化為的曲線，即為前、后車輪同時抱死時前、后輪制動力關系曲線---理想的前、后輪制動器制動分配曲線，如圖3-5 3-5 理想的前、后制動器制動力分配I曲線 4 制動器的設計計算 4.1 越野車制動器的力學計算 根據(jù)車輛在剎車時整個車輛的受力情況來分析考慮，同時要考慮剎車時軸向載荷的轉(zhuǎn)移問題，可求的地面前、后軸車輪的法向反力FZ1和FZ2： 汽車總的地面制動力為 （4-1） 式中 z-制動強度 FB1、FB2-前、后車輪的地面制動力 又 式中 F—地面附著力 —輪胎與地面之間的附著系數(shù) 不同路面條件下的值不同，干燥水泥路面為0.7~1.0，潮濕水泥路面為0.4~0.6，下雨開始時路面為0.3~0.4。 由上式得 （4-2） 其中L=2.947m，a=1.542m，b=1.405m，G=21000N。 根據(jù)法規(guī)，得知越野車在80km/h制動時的最大踏板力為500N，制動距離為，制動減速度應≥5.8m/s2，得知越野車減速度為7.2 m/s2。 則計算得 FZ1=12112N FZ2=12893N 4.2 同步附著系數(shù) 為了防止汽車發(fā)生側滑，研究發(fā)現(xiàn)，在同步附著系數(shù) 的路上面發(fā)生制動時車輛制動的反向加速度為,即，而在另外不同的附著系數(shù) 的路面上，要是達到前輪或者后輪抱死的剎車強度需要q＜，這顯示只有在 z= 的路面上地面附著力的作用才是最明顯的，附著系數(shù)利用率ε來表示附著系數(shù)的使用情況，即 （4-3） 根據(jù)國際相關文獻查閱可知，轎車≥0.6，則初步確定設計的越野車同步附著系數(shù)=0.72，同時聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會的制動規(guī)定在車輪還沒有完全抱死的情形下，在0.2≤≤0.8范圍必須滿足。 z≥0.1+0.85（-0.2） 因為z=0.72，則=0.72時附著系數(shù)最大。 4.3 制動力分配系數(shù) 當前后車輪同時抱死時（在任何附著系數(shù)的路面上） （4-4） 消去上式中的得 （4-5） 則制動力分配系數(shù) （4-6） 4.4 制動強度和附著系數(shù)利用率 因為選定的同步附著系數(shù)=0.72，得 進而得 （4-7） 因為計算時選取=，利用率最高 所以 故 則 4.5 制動器的最大制動力矩 根據(jù)實驗測得的路面最大附著系數(shù)=0.8~0.9，滑動附著系數(shù)為0.75 則 4.6 制動器因數(shù) 制動器因數(shù)的實際上是來評比各種型號的制動器在單個單元輸入壓力或者力矩的功用下的制動效能，因為本設計采用鉗盤式制動器作為設計模板，設單側制動器的制動塊壓力為P，則雙側的制動塊施加給制動盤的總力矩便為2fp，f為摩擦系數(shù)，于是制動器摩擦因數(shù) Bf= （4-8） 鉗盤式制動器的典型制動器因數(shù)Bf=2f=0.8 4.7 制動器摩擦系數(shù) 各種制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)穩(wěn)定值約為0.3~0.5，少數(shù)可達0.7，一般來說，摩擦系數(shù)越高的的材料，其耐磨性越差。 4.8 摩擦襯塊的摩擦特性計算 制動器的能量負荷常以比能量耗散率作為評價指標，比能量耗散率又成為單位功負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2 （4-9） 式中 --汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) --汽車總質(zhì)量 --汽車制動初速度，m/s；計算時取=80km/h； j—制動減速度，m/s2，計算時取j=0.6g； t—制動時間，s； --前后制動器襯塊的摩擦面積； B—制動力分配系數(shù)； 為計算出最大的比能量耗散率，則應該計算緊急制動狀況下的耗損率 即從到=0，近似認為=1，則有 （4-10） 盤式制動器的比能量耗散率應該小于6W/mm2，比能量不能太高，這樣會加快制動塊的材料耗損以及嚴重的情況下可能損壞制動盤。 則e1 e2≤6.0W/mm2 得 則單個摩擦襯塊的面積 4.9 制動器的熱容量和溫升計算 核算制動器的熱容量是否滿足如下條件 （4-11） 式中--各制動盤的總質(zhì)量 --與各制動盤相連的受熱金屬元件（輪轂、輪輞、輪輻、制動嵌體等）的總質(zhì)量； --制動盤材料的比熱容，鑄鐵C=482 J /kg·k --制動盤相連的受熱金屬件的比熱容； --制動盤的溫升（一次又va=30km/h）到完全停車的強烈制動溫升不超過15℃ L—滿載時車輛制動會有動能向熱能的轉(zhuǎn)換，因為制動過程時間短，摩擦劇烈，便假設制動時產(chǎn)生的能量全部傳給了前后的制動器。具體分配按照制動力的分配比例來計算。 （4-12） 將已知數(shù)據(jù)帶入得 L=50598 4.10 制動器制動力矩的計算 根據(jù)輪胎規(guī)格265/75 R16 則計算輪輞直徑D=16×25.4=406.4mm 根據(jù)相同輪胎規(guī)格的汽車制動盤尺寸，初選前輪制動盤尺寸為320（mm）×20（mm）（外徑×厚度） 確定輪缸直徑為30mm 假如摩擦塊的表面與制動盤接觸正常，而且施加在制動盤上的力平均分配，則制動力矩為 （4-13） 式中 f—摩擦系數(shù)； N—單側制動塊對制動盤的壓緊力； R—車輪的作用半徑（R=0.4m）； 則 （4-14） 由前所述 6920N 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑Rm就足夠精確。 式子中的R1、R2 ---扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。 單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為： 單側制動塊給予制動盤的總摩擦力 (4-15) =112mm 并確定R2=112+30/2=127mm， 根據(jù)前輪單側制動塊面積A11≥4060mm2 取 A11=5470 mm2 =62.22° 則R1=112-30/2=97mm 進而取制動塊尺寸5470（mm）×10（mm）（面積×厚度） 選取制動盤尺寸。 制動盤直徑D應盡量取大些，這樣，制動盤的有效半徑增大，可以減小制動鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。通常D=0.70～0.79Dr，本車總質(zhì)量是2.1噸，取上限，即 因此 D =320mm 制動盤厚度對制動盤的質(zhì)量和溫升有影響。為使質(zhì)量小些，厚度不宜太大，為了減少溫升，厚度又不宜過小。因此，參考同類型車，取為20mm,通風式，增大散熱。 另外，制動鼓直徑與輪輞直徑之比為根據(jù)QC/T309-1999《制動鼓工