小型、微型電動汽車轎車盤式制動器的設計（含三維CATIA及9張CAD圖紙）

小型、微型電動汽車轎車盤式制動器的設計（含三維CATIA及9張CAD圖紙）,小型,微型,電動汽車,轎車,制動器,設計,三維,CATIA,CAD,圖紙 二.制動系設計： 2.1制動系設計概述： 2.2汽車基本參數： 2.3同步附著系數的確定： 一般汽車根據前、后輪制動力的分配、載荷情況及道路附著系數和坡度等因素，當制動力足夠時，制動過程出現前后輪同時抱死拖滑時附著條件利用最好[2]。 任何附著系數路面上前后同時抱死的條件為（=0.85）： 式中：G-汽車重力； —前制動器制動力，N； —后制動器制動力，N； —質心到前軸的距離； —質心到后軸的距離， 得： =5126N =3371N 一般常用制動器制動力分配系數來表示分配比例 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數利用率，ECE制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷條件下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的范圍內，前輪應先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.150.8的范圍內，必須滿足q。根據上述條件取本車=0.75。 2.4主要參數設計計算： 2.4.1制動盤直徑D： 制動盤直徑應盡可能取得大一些，是制動盤有效半徑增加，可以減小制動鉗的壓緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。通常為輪輞直徑的70%~79%，總質量大于2t的汽車取上限。本車屬于微型車質量為1020kg，所以取制動盤直徑為輪輞直徑的75%，則制動盤直徑為：381*75%=285.75mm，取直徑D為285mm 2.4.2制動盤厚度h： 制動盤厚度對制動盤質量和工作室的溫升有影響，為減小質量，制動盤厚度不以取得過大，為減少升溫，厚度又不宜過小，制動盤可做成實心式或通風盤式，實心制動盤厚度取10~20mm，通風盤式取20~50mm，采用較多的是20~30mm。本車型取制動盤厚度前輪為25mm，后輪為15mm。 2.4.3摩擦襯塊外半徑和內半徑： 推薦摩擦襯塊外半徑和內半徑的比值不大于1.5，若比值偏大工作時摩擦襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多磨損不均勻，接觸面積較小，導致制動力矩變化大。初取摩擦襯塊內半徑和外半徑為：=100，=130，m=1.3＜1.5，有效半徑為：=202.6mm 2.4.4制動襯塊工作面積A： 根據制動襯塊單位面積占有的汽車質量，應在1.6～3.5kg/范圍內選取。摩擦襯塊的工作面積A=,取A=50，則式中=，檢驗：kg/＜3.5kg/符合要求。 2.5制動器設計計算： 2.5.1前后輪制動器制動力矩的確定： 根據選定的同步附著系數，結合前后輪制動力矩的比值即： =1.52 式中：,為前后輪制動器的制動力矩 2.5.2制動器最大制動力矩計算： 雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后車輪同時抱死的制動力之比為 通常上式的比值為轎車1.3 到1.6，貨車為0.5到0.7。因此可知前后制動器比值符合要求 最大制動力矩是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。計算公式如下 式中： —該車所能遇到的最大附著系數0.9； —車輪有效半徑為202.6mm； 2.5.3制動器摩擦力矩的計算： 假定摩擦襯塊的表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為： 式中=（）,f為摩擦因數取0.35，為單側制動塊的制動盤的壓緊力，R為作用半徑。對于常見的具有扇形摩擦表面的摩擦襯塊，若其徑向寬度不是很大，取R等于平均半徑或有效半徑。本車型取有效半徑，其計算公式為： =202.6mm 綜上， 2.5.4應急制動和駐車制動所需的制動力矩： 應急制動時，后輪一般都將抱死滑行，故后橋制動力為： 式中：為汽車滿載總質量與重力加速度乘積， 為軸距， 為質心到前軸距離， 為質心高度， 為附著系數取0.85， 為車輪有效半徑。 此時所需后橋制動力矩為： 汽車在上坡路上停駐時，汽車后橋的附著力為 汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為 由此可以得出汽車能停駐的極限上坡路傾角為（當時） 同理可推導出汽車能停駐的極限下坡路傾角為 2.5.5摩擦襯片磨損特性計算： 摩擦襯片的磨損程度受溫度，摩擦力，滑磨速度，制動盤的材質和加工情況，以及摩擦襯片本身材質等多種因素影響，在理論上計算磨損特性十分困難，但實驗表明，影響磨損最重要的因素還是摩擦襯片摩擦面上的溫度和摩擦力。 汽車的制動過程是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芎纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動能的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器的溫度升高，此即所謂的制動器的能量負荷。能量負荷越大，摩擦襯片的磨損越嚴重。 目前，各國研究中常用的指標是比能量耗散率，即單位時間內摩擦襯片單位摩擦面積耗散的能量，單位為。 雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為 前輪 后輪 式中：—汽車總質量，t； —汽車回轉質量轉換系數； 、—制動初速度和減速度，m/s； t—制動時間，s； 、—前后制動襯片（塊）的摩擦面積,mm2； —制動力分配系數 在緊急制動到停車或減速至停車的情況下，=0，并可認為=1，故 據有關文獻，取減速度j=0.6g，制動初速度 盤式制動器比能量耗散率應不大于此車型合理。 磨損特性指標還有襯片（塊）的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力。越大，則磨損越嚴重。 前輪 后輪 式中：—單個制動器的制動力矩，N?m； 　　　　　R—制動鼓半徑（或襯塊平均半徑），mm； 　　　　　A—單個制動器的襯片（塊）摩擦面積mm2 綜上所述可得本車型盤式制動器初選參數： 制動器形式 前輪：通風盤式 后輪：實心盤式 制動盤直徑 285mm 制動盤厚度 前輪：25mm 后輪：15mm 摩擦襯塊內外半徑 內半徑：=100 外半徑：=130 摩擦襯塊工作面積A A=50 應急制動制動力矩 極限上坡路傾角 極限下坡路傾角 三.制動驅動機構設計計算： 3.1制動驅動機構設計概述： 3.2分路系統： 為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統，及全車所有的行車制動氣的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制動作用。雙軸汽車的雙回路制動系統常見以下五種: 1. 軸對一軸型，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路。 2. 交叉型，前軸的一側車輪與后橋的對側車輪制動器同一回路。 3. 一軸半對半軸型，兩側前制動器的半數輪崗和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余前輪缸屬于另一個回路。 4. 半軸一輪對半軸一輪型，兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器起作用。 5. 雙半軸對雙半軸型，每個回路均只對每個前后制動器的半數輪缸起作用。 上述分路系統中，一二分路系統結構比較簡單，應用廣泛，一中分路多數用在商用車，二中分路在各類車型都有應用，三四五分路系統結構都比較復雜，但效果比較穩(wěn)定，根據本車型的使用情況和相關資料，結合經濟性等方面的考慮，本車選擇的分路系統為交叉型分路。 3.3制動器驅動機構的參數計算： 3.3.1制動輪缸直徑d的確定： 制動輪缸對制動蹄塊施加的張開力與輪缸直徑和制動管路的關 d= 其中：—制動輪缸對制動塊施加的張開力，N； P—制動管路壓力，Mpa。 制動管路液壓在制動時一般不超過10～12 M，對盤式制動器可取更高。壓力越高，制動輪缸直徑就越小，但對管路特別是制動軟管及管接頭的耐壓性及密封性的要求就更加嚴格。 輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 其中：—制動輪缸對制動塊施加的張開力； P—制動管路壓力取12Mpa。 輪缸直徑20.811，根據HG2865-1997標準規(guī)定尺寸系列取，取直徑為22mm;16.991，取直徑為19mm 3.3.2制動主缸直徑的確定： 第i個輪缸的工作容積為 其中： —第i個輪缸活塞的直徑，mm； n—輪缸中的活塞數目，mm； —第i個輪缸活塞在完全制動時的行程， 前輪盤式：d = 22mm ，n=1，得 =950.332mm3 后輪盤式：d = 19mm ,n=1, 得 =708.822mm3 全部輪缸的總工作容積: V = 2（V1 + V2 ）=3318.308mm3 制動主缸應有的工作容積為，在初步設計時，對于乘用車，可取1.1V，制動主缸的工作容積可取為 V0=1.1V=3650.138 mm3 雙回路制動主缸第一制動腔的工作容積和第二制動腔的工作容積的計算公式分別為： 式中——分別為主缸第一活塞、第二活塞的有效行程，一般取s=（0.8—1.2d），本車型取s=1.1d，得： 制動主缸的直徑應符合標準QC/T311-1999中的尺寸系列，具體為14.5，16，17，19，20.5，22，24，26，28mm，由此取 3.3.3制動主缸活塞回力彈簧的確定： 當第一活塞處于初始工作狀態(tài)時，其回位彈簧力一般?。划數谝换钊_到最大有效工作行程時，要求其回位彈簧的作用力。同理，第二活塞回位彈簧的作用力，一般要求；，但兩個活塞回位彈簧的作用力都不得超過222N。 3.3.4制動主缸殘余壓力P： 對于盤式制動器，輪缸內不得有殘余壓力，否則制動盤和制動鉗的摩擦襯塊將經常處于摩擦狀態(tài)，使解除制動的汽車還處于輕微制動狀態(tài)。因此，與盤式制動器配合使用的雙回路制動主缸在缸體的排液孔部位不得裝配殘留閥。 3.3.5制動踏板工作行程： 制動踏板的工作行程計算公式為： 式中 ——制動踏板機構的傳動比參考同類車型及相關標準取。 ——主缸活塞推桿頂端與第一活塞的軸向間隙，取值范圍為1.5~2.0mm取。 、——主缸第一活塞與第二活塞的空行程，即主缸活塞從不工作時的極限位置到其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行程，本車取。 自動啟調整正常時的踏板工作行程，只應占計及制動襯片的容許磨損量在內的踏板行程的40%~60%。根據標準最大制動踏板行程為： 乘用車： 應不大于100——150 ； 本車最大踏板行程為105，符合標準。 另外，作用在制動手柄上最大的力，乘用車不大于400N，制動手柄的最大行程，乘用車不大于160mm。 3.3.6制動踏板力： 踏板制動力計算公式為： 式中：為踏板機構的傳動比，本車取3； 為踏板機構及液壓主缸的機械效率可取0.82~0.86，本車取0.85； 制動踏板力應滿足以下要求：最大踏板力一般為500N。設計時，制動踏板力可在200~300N范圍內選取。 本車制動踏板力為：237.9取240N 3.3.7制動主缸結構設計： 當制動主缸直徑和主缸第一活塞的有效行程、第二活塞的有效行程確定之后，可按下列順序對各部件進行設計。 選定橡膠制動主皮碗、皮圈（副皮碗）→第一活塞、第二活塞→活塞回位彈簧→殘留閥總成→主缸缸體→主缸活塞推桿、油管接頭、密封墊圈、彈性擋圈、護罩、貯油罐等。各部件的設計要點是： 1.橡膠制動主皮碗、皮圈（副皮碗），應優(yōu)先選用標準橡膠件。皮碗、皮圈的唇口直徑一般比主缸直徑大1.5mm左右。 2.主缸活塞的材料為硬鋁棒或鑄鋁?；钊幕瑒油鈭A柱面直徑公稱尺寸與相應的主缸直徑的公稱尺寸相同，其精度為eT，表面粗糙度不得高于0.8μm. 3.主缸缸體通常采用灰鑄鐵HT20——40或鑄造鋁合金件缸孔尺寸精度為H9，其表面粗糙度不得高于m，剛體上排液孔的羅紋精度為6H，供液孔的螺紋精度為7H。 制動主缸通過缸體上供液孔、溢流孔和活塞上6個Φ1.7mm過油孔的有機配合，構成主缸的自動調節(jié)制動液供給系統，以保障制動系統始終充滿制動液，對于串聯式雙回路制動主缸來說，由于主缸的第二活塞是浮動的，為保證主缸制動性能準確可靠，需要在缸體的適當位置裝置限位螺釘，對第二活塞的工作初始位置進行限位。 在進行主缸缸體內腔空深度尺寸設計時，應保證第一活塞、第二活塞在主缸腔內通過最大有效行程使汽車達到完全制動，為此，除了能對制動輪缸和管路系統供給充足的制動液外，還應保證兩個活塞的回位彈簧均不得被壓死。 4.在主缸活塞上裝配厚度為0.2mm的薄彈簧缸片制的制動主皮碗墊圈，可防止活塞返回時從Φ1.7mm的6個孔通過的制動液將橡膠皮碗沖擊壞，大大提高橡膠主皮碗的使用壽命。 1—空心螺栓；2—進油管接頭；3—主缸缸體；4—后缸密封圈； 5—擋圈；6—后缸活塞；7—后活塞皮碗；8—后缸彈簧； 9—出油閥；10—回油閥； 11—限位螺釘； 12—前活塞皮碗； 13—前缸彈簧 串聯雙腔制動主缸