盤式制動器畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　汽車制動系統(tǒng)是汽車行駛的一個重要主動安全系統(tǒng)，其性能的好壞對汽車的行駛安全性有著重要影響。為之，許多制動法規(guī)對制動系提出了許多詳細而具體的要求。滿足制動性能的要求，是我們設計的主要目標。</p><p>　　從制動器的功用及設計的要求出發(fā)，依據(jù)給定的設計參數(shù)，進行了方案論證。對各種形式的制動器的優(yōu)缺點進行

2、了比較后，選擇了盤式制動器的形式。隨后，對盤式制動器的具體結構的設計過程進行了詳盡的闡述。</p><p>　　選擇了真空伺服制動驅動機構和雙管路系統(tǒng)，選用了間隙自動調節(jié)裝置。</p><p>　　在設計計算部分，確定盤式制動器主要參數(shù)，計算了制動系的主要參數(shù)和制動效能的校核，設計計算盤式制動器相關零件以及驅動機構。</p><p>　　關鍵詞:制動器 制動盤 制動

3、鉗 制動效能</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Automobile brake system is the car an important active safety system. Its performance quality has important influence on the safety of car dr

4、iving. Many braking regulations about brake system put forward a lot of detailed and specific requirement. Meet the requirements of brake performance, is the main target of our design.</p><p>　　Firstly, I de

5、monstrate the project on the base of the function of the brake, And analysis their strong point and shortcomings .I choose the form of front-disked. Subsequently, the specific structure of the disc brake design was elabo

6、rated in detail.</p><p>　　Chose the vacuum servo brake drive mechanism and double pipe system, selected clearance automatic adjusting device.</p><p>　　In the calculate part .I chosen several str

7、uctural parameters, calculated the main parameters of the braking system and the disc brake parts and drive mechanism. </p><p>　　Key words ：disc brakes brake disc brake caliper Braking efficiency</p>

8、;<p><b>　　1 緒論 </b></p><p>　　1.1 目的及意義（含國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀分析）</p><p>　　了解了制動系的相應法規(guī)和標準，為以后設計提供了依據(jù)。</p><p>　　從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)

9、得越來越明顯。眾多的汽車工程師在改進汽車制動性能的研究中傾注了大量的心血。目前關于汽車制動的研究主要集中在制動控制方面，包括制動控制的理論和方法，以及采用新的技術。</p><p>　　普遍應用的液壓制動現(xiàn)在已經(jīng)是非常成熟的技術，隨著人們對制動性能要求的提高，防抱死制動系統(tǒng)、驅動防滑控制系統(tǒng)、電子穩(wěn)定性控制程序、主動避撞技術等功能逐漸融人到制動系統(tǒng)當中。</p><p>　　對于制動器，國

10、內(nèi)外都試著從下面四點著手進行設計與開發(fā)：(1)、按輕質設計原則開發(fā)新產(chǎn)品如制動鉗、制動鼓等，降低產(chǎn)品重量；(2)、開發(fā)雙制式后輪制動、復合式手剎和新式低成本鼓式制動器；(3)、開發(fā)新型制動蹄和制動盤，以減少噪聲和增加舒適性；(4)、為全電子制動系統(tǒng)開發(fā)電機驅動的車輪制動器。在這種指導思想下，出現(xiàn)了一些全新的制動器結構形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器、車輪制動器等。對于關鍵磁性介質——磁粉

11、，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景。而作為未來發(fā)展趨勢的車輪制動器，其輪邊電機不僅是車輪的驅動動力，還可以成為車輪制動器。這種制動器可以把高速行駛中的動能轉變?yōu)殡娔?，回收到蓄電池中，這樣的制動器功能不但可以作緩速器長時間制動，還可以完成緊急制動，而且它

12、的可控制性比任何一種制動器都好。</p><p>　　汽車盤式制動器在國內(nèi)的應用情況：盤式制動器在汽車中的應用，由于受車輪輪轂的外形尺寸的限制，在小型車上大量使用的是液壓盤式制動器，重型車使用的是氣壓盤式制動器。隨著我國汽車工業(yè)技術的發(fā)展，特別是轎車工業(yè)的發(fā)展，汽車上采用盤式制動器配置將逐步形成規(guī)模（目前國內(nèi)盤式制動器主要生產(chǎn)企業(yè)有亞太機電、重慶紅宇、萬向錢潮、浙江萬安等），特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘

13、車者的舒適性，滿足人們不斷提高的生活物質需求、改善生活環(huán)境等方面都發(fā)揮著很大的作用。</p><p>　　汽車盤式制動器在國外發(fā)展狀況：長期以來獨霸重卡汽車制動器領域的鼓式制動器，自從1996年戴-克裝有Schmitz公司制造的盤式制動器的奔馳重卡(Actros)貨車問世以來，受到了嚴重的挑戰(zhàn)，已面臨被淘汰的危險。為了降低自重和經(jīng)營成本，盤式制動器不僅用于主車的前、后橋上，而且也裝配于掛車車橋。2000年，國外裝

14、配盤式制功器的車橋已占到了所有車橋總成的一半以上。盤式制動器經(jīng)過這幾年的不斷開發(fā)和改進，發(fā)展非常迅猛。各大公司除在原有轎車用液壓盤式制動器有較大的發(fā)展外，更注重在中、重汽車領域開發(fā)氣壓盤式制動器。世界著名的威伯科(Wabco)制動器制造公司開發(fā)出了19.5”盤式制動器PAN 19-1；博世(Bosch)公司制造出了16”、17.5”、19.5”、22.5”盤式制動器系列產(chǎn)品；柯樂爾（Konrr）公司研制出了19.5”、22.5”盤式制動

15、器，還開發(fā)出了一種有齒的盤式制動器。它是通過另一個有齒的裝置與輪轂連接，這種帶齒的制動盤2001年初已批量生產(chǎn)，裝在新開發(fā)的CF系列汽車上；德國BPW還與Konrr公司合作,研制出新的19.5”、22.5”盤式制動器，該盤式制動器重量減輕8~10kg</p><p>　　汽車盤式制動器發(fā)展的趨勢：對于汽車每一個總成及部件，我們都想盡最大可能地去貫徹三化，即標準化、通用化、系列化。作為有著非常好的發(fā)展趨勢的盤式制動

16、器，我們更要盡最大可能地去貫徹三化。歐、美、日等發(fā)達國家已把盤式制動器作為標準件裝備在多級別的轎車、客車、中型、重型汽車上。我國的轎車、微型車已廣泛應用液壓盤式制動器，但現(xiàn)生產(chǎn)廠家產(chǎn)品不多、配套市場較窄，國內(nèi)目前真正形成規(guī)?；a(chǎn)企業(yè)的不多。但在近年年，盤式制動器在國內(nèi)得到快速的推廣和應用，開發(fā)應用盤式制動器是現(xiàn)代汽車的發(fā)展趨勢之一。1.2 制動器的種類 </p><p>　　汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置

17、，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置，牽引汽車還應有自動制動裝置。 </p><p>　　行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 </p><p>　　駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡

18、上．它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產(chǎn)生故障。 </p><p>　　應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用其機械力源(如強力壓縮彈簧)實現(xiàn)汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備的。因為普通的手力駐車制動器也可以起到應急制動的作用。 </p>

19、<p>　　輔動裝置用在山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等的輔助制動裝置，可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速，并減輕或解除行車制動器的負荷。通常，在總質量大于5t的客車上和總質量大于12t的載貨汽車上裝備這種輔助制動-減速裝置。 </p><p>　　自動制動裝置用于當掛車與牽引汽車連接的制動管路滲漏或斷開時，能使掛車自動制動。 </p><p>

20、　　1.3 制動器的組成 </p><p>　　制動器的組成任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成(如圖1-1所示)。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則多采用手制動桿操縱(但也有用腳踏板操縱的，見圖1-1)，且利用專設的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。利用車輪制動器時，絕大部分駐車制動器用來制動兩個后輪，有些前輪驅動的車輛裝有前輪駐車制動器

21、。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器的第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置，必須具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸、制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、儲氣罐、控制閥和制動器室。 圖 1-1</p><p>　?。╝）

22、 前后輪均安裝盤式制動器；（b）前輪盤式制動器，后輪鼓式制動器</p><p>　　1-前盤式制動器；2-防抱死系統(tǒng)導線；3-主缸和防抱死裝置；4-液壓制動助力器；5-后盤式制動器；6-防抱死電子控制器（ECU）；7-駐車制動操縱桿；8-制動踏板； 9-駐車制動踏板；10-后鼓式制動器；11-組合閥；12-制動主缸；13-真空助力器 </p><p>　　以前，大多數(shù)汽車的駐車制動和應急制

23、動都采用中央制動器，其優(yōu)點是制動位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸，所需的制動力矩較小，容易適應手操縱力小的特點。但在用作應急制動時，則往往會使傳動軸超載?，F(xiàn)代汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求更嚴格，因此，在中、高級轎車和部分總質量在1.5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器(見圖1-1)。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后輪制動器另設獨

24、立的由氣壓控制而以強力彈簧作為制動力源的應急兼駐車制動驅動機構，也不再設置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用上述措施外，還保留了由氣壓驅動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。 </p><p>　　1.4 對制動器的要求 </p><p>　　汽車制動系應滿足如下要求。 </p><p>　　(1)應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應滿足設計任務書的

25、規(guī)定和國家標準、法規(guī)制定的有關要求外，也應考慮銷售對象所在國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 </p><p>　　(2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離駐坡效能是以汽車在良好的路面上能可靠而無時間限制地停駐的最大坡度(％)來衡量的，一般應大于25％。 </p><p>　　(3)工作可靠。為此，汽車至少

26、應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的，而行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30％；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 </p><p>　　(4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間的頻繁重復制動，尤其是下長坡時的連續(xù)制動，均會引起制動器的溫升過快，溫度過高。特別是下長坡時的獨立的管路可

27、使制動器摩擦副的溫度達到300℃～400℃．有時甚至高達700℃。此時，制動器的摩擦系數(shù)會急劇減小，使制動效能迅速下降而發(fā)生所謂的熱衰退現(xiàn)象。制動器發(fā)熱衰退，經(jīng)過散熱、降溫和一定次數(shù)的緩和使用，使摩擦表面得到磨合，其制動效能重新恢復，這稱為熱恢復。提高摩擦材料的高溫摩擦穩(wěn)定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。 </p><p>　　(5)制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器

28、摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用而使摩擦副的摩擦系數(shù)急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復制動5～15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。另外也應防止泥沙、污物等進入制動器摩擦副工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥沙進入而采用封閉制動器的措施。 </p><p>　　(6)制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車均不應失去

29、操縱性和方向穩(wěn)定性。為此。汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一車軸上的左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；當后輪抱死而側滑甩尾時，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過15％時，會在制動時發(fā)生汽車跑偏。 </p><p>　　(7)制動踏板和手柄的位置和行程符合人——機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適，能減少疲勞。

30、踏板行程：對轎車應不大于150mm；對貨車應不大于170mm，其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。制動手柄行程應不大于160mm～200mm。各國法規(guī)規(guī)定，制動的最大踏板力一般為500N(轎車)～700N(貨車)。設計時，緊急制動(約占制動總次數(shù)的5％～10％)踏板力的選取范圍：轎車為200N～300N貨車為350N～550N．采用伺服制動或動力制動裝置時取其小值。應急制動時的手柄拉力以不大于400N～500N為宜；駐車制動的手柄拉力

31、應不大于500N(轎車)～700N(貨車)。 </p><p>　　(8)作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間(制動滯后時間)和從放開踏板至完全解除制動的時間(解除制動滯后時間)。 </p><p>　　(9)制動時不應產(chǎn)生振動和噪聲。 </p><p>　　(10)與懸架、轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不

32、會引起自行制動。 </p><p>　　(11)制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中也應有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅使駐車制動將其停駐。 </p><p>　　(12)能全天候使用。氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時，氣制動管

33、路不應出現(xiàn)結冰現(xiàn)象。 </p><p>　　(13)制動系的機件應使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。 </p><p>　　1.5 制動器的新發(fā)展 </p><p>　　隨著電子技術的飛速發(fā)展，汽車防抱死制動系統(tǒng)(antilock braking system，ABS)在技術上已經(jīng)成熟，開

34、始在汽車上普及。它是基于汽車輪胎與路面間的附著特性而開發(fā)的高技術制動系統(tǒng)。它能有效地防止汽車在應急制動時由于車輪抱死使汽車失去方向穩(wěn)定性而出現(xiàn)側滑或失去轉向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性。 </p><p>　　近年來還出現(xiàn)了集ABS功能和其他擴展功能于一體的電子控制制動系統(tǒng)(EBS)和電子制動助力系統(tǒng)(BAS)。前者適用于重型汽車和汽車列車，它是用電子控制方式代替氣壓控制方式，可根據(jù)

35、制動踏板行程、車輪載荷以及制動摩擦片的磨損情況來調節(jié)各車輪的制動氣室壓力。它不但可以較大地減少制動反應時間，縮短制動距離，提高牽引車和掛車的制動協(xié)調性，還能使制動力分配更為合理；后者(即制動助力系統(tǒng))適用于轎車，即當出現(xiàn)緊急狀況而駕駛員又未能及時地對制動踏板施加足夠大的力時，該系統(tǒng)能自動地加以識別并觸發(fā)電磁閥。使真空助力器在極短時間內(nèi)實現(xiàn)助力作用，從而實現(xiàn)顯著地縮短制動距離的目的。 </p><p>　　為了防止

36、汽車發(fā)生追尾碰撞事故，一些汽車生產(chǎn)大國都在致力于車距報警及防追尾碰撞系統(tǒng)的研究。這種系統(tǒng)是用激光雷達或用微波雷達對前方車輛等障礙物進行監(jiān)測，若測出實際車距小于安全車距，則會發(fā)出警報；若駕駛員仍無反應，則會自動地對汽車施行制動。在部分轎車上已開始裝用這種系統(tǒng)。 </p><p>　　為了節(jié)省燃油消耗，減少排放并減輕制動器的工作負荷，制動能回收系統(tǒng)早已成為一個研究課題，以便將制動能儲存起來，在需要時再釋放出來加以利用

37、。以前這項研究主要針對城市公共汽車，多采用飛輪儲能和液壓儲能方式，但由于種種原因未能推廣應用。近年來，隨著電動汽車及混合動力汽車的研制已取得突破性的進展，制動能回收系統(tǒng)又為一些電動汽車所采用，在減速或下坡時可將驅動電機轉變?yōu)榘l(fā)電機，使之產(chǎn)生制動作用；同時可用發(fā)出的電流使蓄電池充電，以節(jié)省能源，增加電動汽車和混合動力汽車的行駛里程。</p><p>　　2 制動器的結構形式及選擇</p><p&

38、gt;　　2.1 制動器的種類 </p><p>　　汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器。前者安裝在車輪處，并用腳踩制動踏板進行操縱，故又稱為腳制動；后者安裝在傳動系的某軸上，例如變速器或分動器第二軸的后端或傳動軸的前端，并用手拉操縱桿進行操縱，故又稱為手制動。 </p><p>　　摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 </p><

39、p>　　鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內(nèi)張型鼓式制動疊的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半軸套管的凸緣上（對車輪制動器）或變速器、分動器殼或與其相固定的支架上（對中央制動器），其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪轂上，而中央制動器的制動鼓則固定在變速器或分動器的第二軸后端。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動

40、蹄摩擦蹄片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在現(xiàn)代汽車上已很少采用，所以內(nèi)張型鼓式制

41、動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結構。 </p><p>　　盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側表面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。制動時，當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作各種汽車的中央制動器。 </p><p>　　車輪制動器

42、主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用。 </p><p>　　鼓式制動器和盤式制動器的結構型式有多種，其主要結構型式(如圖2-1）所示。</p><p>　　圖2-1 制動器的結構選型</p><p>　　2.2 盤式制動器的結構型式及選擇 </p><p>　　按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。

43、 </p><p>　　鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間裝有作為旋轉元件的制動盤，制動盤用螺栓固定于輪轂上。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約30°～50°，因此這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。其結構較簡單，質量小，散熱性較好，且借助于制動盤的離心力作用易于將泥水、污物等甩掉，

44、維修也方便。但由于摩擦襯塊的面積較小，制動時其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，故對摩擦材料的要求較高。 </p><p>　　圖2-2 固定鉗式盤式制動器</p><p>　　1—轉向節(jié)（或橋殼）2—調整墊片3—活塞4—制動塊總成5-導向支承銷 </p><p>　　6—制動鉗體7—輪輞8—回位彈簧9—制動盤10—輪轂</p>&l

45、t;p>　　全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動器。用得較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油冷式，結構較復雜。 </p><p>　　鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為以下幾種： </p><p>　　a、固定鉗式盤式制動器 </p>

46、<p>　　如圖2-2 所示，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式固定鉗式盤式制動器。 </p><p>　　b、浮動鉗式盤式制動器 </p><p>

47、;　　浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動(見圖2-3)。因而有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。但它們的制動油缸均為單側的，且與油缸同側的制動塊總成是活動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊總

48、成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6°左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻(一般約為l mm)后即應更換。 </p><p>　　圖2-3 浮動鉗式盤式制動器工作原理圖</p><p>　　(a)滑動鉗式盤式制動器 (b)擺動鉗式盤式制動器<

49、;/p><p>　　1—制動盤;2—制動鉗體;3—制動塊總成;4—帶磨損警報裝置的制動塊總成;</p><p>　　5—活塞; 6—制動鉗支架; 7—導向銷</p><p>　　固定鉗式盤式制動器在汽車上的應用是早于浮動鉗式的，其制動鉗的剛度好，除活塞和制動塊外無其他滑動件，但由于需采用兩個油缸分置于制動盤的兩側，使結構尺寸較大，布置較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，

50、成本較高；制動熱經(jīng)制動鉗體上的油路傳給制動油液，易使其由于溫度過高而產(chǎn)生氣泡影響制動效果。另外，由于兩側制動塊均靠活塞推動，難于兼用于由機械操縱的駐車制動，必須另加裝一套駐車制動用的輔助制動鉗，或是采用盤鼓結合式后輪制動器，其中作為駐車用的鼓式制動器由于直徑較小，只能是雙向增力式的，這種“盤中鼓”的結構很緊湊，但雙向增力式制動器的調整不方便。 </p><p>　　浮動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡

51、單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動。浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了油液的受熱機會，單側油缸又位于盤的內(nèi)側，受車輪遮蔽較少，使冷卻條件較好。另外，單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動油液溫度比固定鉗式的低30℃～50℃，汽化的可能性較小。但由于制動鉗體是浮動的，必須設法減少滑動處或擺動中心處的摩擦、磨損和噪聲。 </p&g

52、t;<p>　　與鼓式制動器相比，盤式制動器的優(yōu)點有： </p><p>　　1)熱穩(wěn)定性較好。這是因為制動盤對摩擦襯塊無摩擦增力作用，還因為制動摩擦襯塊的尺寸不長，其工作表面的面積僅為制動盤面積的12％～6％，故散熱性較好。 </p><p>　　2)水穩(wěn)定性較好。因為制動襯塊對盤的單位壓力高，易將水擠出，同時在離心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上襯塊對盤的擦拭作用，因而

53、，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢復正常；而鼓式制動器則需經(jīng)過十余次制動方能恢復正常制動效能。 </p><p>　　3)制動穩(wěn)定性好。盤式制動器的制動力矩與制動油缸的活塞推力及摩擦系數(shù)成線性關系，再加上無自行增勢作用，因此在制動過程中制動力矩增長較和緩，與鼓式制動器相比，能保證高的制動穩(wěn)定性。 </p><p>　　4)制動力矩與汽車前進和后退行駛無關。 </p><p

54、>　　5)在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的質量和尺寸比鼓式要小。 </p><p>　　6)盤式的摩擦襯塊比鼓式的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也較簡單，維修保養(yǎng)容易。 </p><p>　　7)制動盤與摩擦襯塊間的間隙小(0.05～0.15mm)，這就縮短了油缸活塞的操作時間，并使制動驅動機構的力傳動比有增大的可能。 </p><p>　　8)

55、制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調整裝置的設計可以簡化。 </p><p>　　9)易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性和安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動。 </p><p>　　10)能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，以便及時更換摩擦襯塊。 盤式制動器的主要缺點是難以完全防止塵污和銹蝕(但封閉的多片全盤式制動器除外)

56、；兼作駐車制動器時，所需附加的駐車制動驅動機構較復雜，因此有的汽車采用前輪為盤式后輪為鼓式的制動系統(tǒng)；另外，由于無自行增勢作用，制動效能較低，中型轎車采用時需加力裝置。 </p><p>　　通過以上分析，并且由于目前固定鉗盤式制動器已很少采用，且缺點較多，所以我選擇綜合性能更好的浮動鉗式盤式制動器。</p><p>　　3 汽車整車基本參數(shù)計算</p><p>　

57、　給出的軒逸2.0自動豪華版整車參數(shù)如下：</p><p>　　1）外形尺寸：長x寬x高＝4665mm×1700mm×1510mm；</p><p>　　2）軸距：2700mm；</p><p>　　3）最高車速：190Km/h；</p><p>　　4）額定載客（包括駕駛員）：4 人；</p><p&

58、gt;　　5）發(fā)動機動力：最大功率105KW/5200 rpm；最大轉矩189NM/4400rpm；</p><p>　　6）汽車的整車整備質量1280 kg；汽車總質量:1655kg</p><p>　　7）其它參數(shù)參考軒逸2.0自動豪華版。</p><p><b>　　其它參數(shù)的確定：</b></p><p><

59、;b>　　輪滾動半徑 </b></p><p>　　由于軒逸2.0自動豪華版轎車采用輪胎規(guī)格為195/60 R16，其中名義斷面寬度為195mm，扁平率為60%，輪轂名義直徑為16英寸，換算過來為16*25.4=406.4mm。</p><p>　　故車輪滾動半徑為 =（406.4+2×195×60%）/2=320.2mm。</p>&l

60、t;p>　?、诳諠M載時質心距前軸距離,；空滿載時質心距后軸距離 ，</p><p>　　空載時, =1080mm , =1620mm；</p><p>　　滿載時， =1345mm，=1355mm。</p><p>　?、劭諠M載時的軸荷分配</p><p>　　空載時，前軸負荷 (3-1)</

61、p><p>　　后軸負荷 (3-2)</p><p>　　滿載時，前軸負荷 (3-3)</p><p>　　后軸負荷 (3-4) </p><p>　?、芸諠M載時的質心高度, </p><p>　　空載時， =68

62、4mm；</p><p>　　滿載時， =664mm。</p><p>　　4 制動系的主要參數(shù)及其選擇</p><p>　　4.1 制動力與制動力分配系數(shù)</p><p>　　定義前、后輪制動器的制動力為、，理想的前、后輪制動器制動力分配曲線公式：</p><p>　　滿載時，

63、 (4-1)</p><p>　　式中， — 前軸車輪的制動器制動力； — 后軸車輪的制動器制動力；G — 汽車重力；— 汽車質心離后軸距離；— 汽車質心高度；L — 汽車軸距。</p><p><b>　　代入得：</b></p><p>　　將上式繪成以,為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線,即I曲線。</p&g

64、t;<p>　　下面求空載時I 曲線，</p><p>　　同樣由 (4-2)</p><p>　　得： </p><p>　　選定制動力分配系數(shù)β =0.68。</p><p>　　4.2 同步附著系數(shù)</p><p>　　滿載時

65、 （4-3）</p><p>　　空載時 （4-4）</p><p>　　對于轎車而言，滿載時的同步附著系數(shù)0.6，滿足要求。</p><p>　　4.3 制動強度和附著系數(shù)利用率</p><p>　　當時，最大總制動力 （4-5）</p>

66、<p>　　制動強度 （4-6）</p><p><b>　　附著系數(shù)利用率</b></p><p>　　當<時,可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。</p><p><b>　　而最大總制動力</

67、b></p><p><b>　?。?-7）</b></p><p><b>　　制動強度 </b></p><p><b>　?。?-8）</b></p><p><b>　　附著系數(shù)利用率</b></p><p><

68、b>　　（4-9）</b></p><p>　　當 >時, 可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。</p><p><b>　　而最大總制動力</b></p><p><b>　?。?-10）</b></p><p><b>　　制動強度</

69、b></p><p><b>　?。?-11）</b></p><p><b>　　附著系數(shù)利用率</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　由于不同的路面附著系數(shù)值不同，故其制動強度和附著系數(shù)利用率也不同。對于常見的如瀝青（包括干濕）

70、，混凝土等這些附著系數(shù)大于0.796的路面，其制動強度和附著系數(shù)利用率就按第三種情況計算。</p><p>　　4.4 制動器最大制動力矩</p><p>　　由于選取了較大的值0.796（滿載），應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當 >時,相應的極限制動強度q <，按在瀝青路（干）上行駛，=0.8計算。</p><p>　　可求

71、得其最大總制動力</p><p>　　而車輪有效半徑=311mm，故前軸最大制動力矩</p><p>　?。?-13） </p><p>　　一個前輪制動器應有的最大制動力矩：</p><p>　?。?-14） &l

72、t;/p><p><b>　　4.5 制動器因數(shù)</b></p><p>　　對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2 fp，此處f 為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為BF=2f =2×0.3=0.6。</p><p>　　5 盤式制動器的設計<

73、/p><p>　　5.1 盤式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定</p><p>　　5.1.1 制動盤直徑D</p><p>　　制動盤直徑D應盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，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。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%～79%，取75%。</p><p>　　由于輪胎

74、規(guī)格為195/60 R16，所以輪輞直徑為16英寸，即406.4mm，故制動盤直徑D=406.4×75%mm=304.8mm，取304mm。</p><p>　　5.1.2 制動盤厚度h</p><p>　　制動盤厚度h對制動盤質量和工作時的溫升有影響，為使質量小些，制動盤不宜取得很大，為了減少溫升，制動盤厚度又不宜取得過小，制動盤可以作成實心的，或者為了散熱通風需要在制動盤中間

75、鑄出通風孔道，而我設計的軒逸2.0自動豪華版轎車前盤式制動器采用的便是通風盤式，而通風式制動盤厚度取為20～50mm，采用較多的是20～30mm，取30mm。</p><p>　　5.1.3 摩擦襯塊外半徑R2、內(nèi)半徑R1與厚度b</p><p>　　推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑 的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內(nèi)側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終將導致制

76、動力矩變化大。</p><p>　　選 /=1.4，由于摩擦襯塊外半徑略小于制動盤半徑mm，取147mm。</p><p><b>　　所以mm，</b></p><p>　　參考其他類似車型，選定厚度b=14mm。</p><p>　　5.1.4 制動襯塊工作面積A</p><p>　　由于制動

77、襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為，故工作面積</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　5.1.5 摩擦襯塊摩擦系數(shù)f</p><p>　　選擇摩擦襯塊時,不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0.3～0.

78、5，一般來說，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，為使計算結果接近實際，取f =0.3。</p><p>　　另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料，故選用粉末冶金材料。</p><p>　　5.2 制動襯塊的設計計算</p><p>　　假定襯塊的摩擦面全

79、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 為摩擦系數(shù)；為單側制動塊對制動盤的壓緊力；R 為作用半徑。</p><p>　　由于所設計的軒逸2.0自動豪華版轎車前盤式制動器的制動襯塊采用扇形摩擦表面，其徑向寬度不是很大，取R 等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經(jīng)足夠精確。</p><p>　　平均半徑為 mm （5-2）</p

80、><p>　　有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示，</p><p>　　mm （5-3）</p><p><b>　　式中，。</b></p><p>　　5.3 摩擦襯塊磨損特性的計算</p><p>　　摩擦襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度。制動盤的材質及加工情

81、況，以及襯塊本身材質等許多因素的影響。因此在理論上計算磨損性能極為困難，但實驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。</p><p>　　目前，各國常采用的作為評價能量符合的指標是比能量耗散率，即單位時間內(nèi)襯塊單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計量單位為。</p><p>　　軒逸2.0自動豪華版轎車的前輪制動器的比能量耗散率為：</p><p>

82、<b>　　（5-4）</b></p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中,為汽車總質量（kg）；δ為汽車回轉質量換算系數(shù)； 、為制動初速度和終速度（m/ s）； j為制動減速度（）；t為制動時間（s）； 為前制動器襯塊的摩擦面積（）；β 為制動力分配系數(shù)。</p><p>　　在緊急制動到停

83、車的情況下，=0，并可以認為δ =1，故</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　據(jù)有關文獻推薦，計算時取減速度j =0.6g，制動初速度 ，乘用車用100km（27.8m/s）。而 =57.9=5790，代入得：</p><p>　　另外，用襯塊單位摩擦面積的制動器摩擦力即比摩擦力計算襯塊磨損特性。單個前輪制動器的

84、比摩擦力為。</p><p>　　式中， 為單個制動器的制動力矩；R 為制動襯塊平均半徑 ；A 為單個前輪制動器的襯塊摩擦面積。</p><p>　　當前輪處于最大制動力矩時，代入數(shù)值得：單個前輪制動器的比摩擦力為</p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　5.4 制動器主要零件的結構設計<

85、;/p><p><b>　　5.4.1 制動盤</b></p><p>　　制動盤結構形狀有平板形和禮帽形，由于所設計的是鉗盤式制動器，故采用后者即禮帽形制動盤，其圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，所設計的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。</p><p>　　制動盤工作面的加工精度應

86、達到下述要求：平面度小于等于0.01mm，表面粗糙度值小于等于0.06mm，兩摩擦表面的不平行度小于等于0.01mm，制動盤的端面圓跳動小于等于0.03mm。</p><p><b>　　5.4.2 制動鉗</b></p><p>　　制動鉗由球墨鑄鐵QT400-18制造，做成整體的，其外緣留有開口，以便不必拆下制動器便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。

87、在鉗體中加工出制動油缸。為了減少傳給制動液的熱量，將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。活塞由鋼制造，為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面要進行鍍鉻處理。</p><p><b>　　5.4.3 制動塊</b></p><p>　　制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌在一起。襯塊為扇形。活塞應能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼

88、板制成。設計的盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝置，以便及時更換摩擦襯塊。</p><p>　　5.4.4 摩擦材料</p><p>　　制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。</p>&l

89、t;p>　　經(jīng)過綜合考慮，制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵鑄造，為保證足夠的強度和耐磨性能，其牌號為HT250。</p><p>　　摩擦襯塊選用減少污染和對人體無害的粉末冶金材料。</p><p>　　5.4.5 盤式制動器間隙的調整方法及相應機構</p><p>　　制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動盤能自由轉動。一般，盤式制

90、動器的設定間隙為0.1～0.3mm.此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡可能小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯塊的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。</p><p>　　所設計的軒逸2.0自動豪華版轎車前盤式制動器的間隙自調方式是利用制動鉗中的橡膠密封圈的極限彈性變形量，來保持制動

91、時為消除設定間隙所需的活塞設定行程Δ。當襯塊磨損而導致所需的活塞形成大于Δ時，活塞可在液壓作用下克服密封圈的摩擦力，繼續(xù)前移到實現(xiàn)完全制動為止。活塞與密封圈之間，這一不可恢復的相對位移便補償了過量間隙。</p><p>　　6 制動驅動機構的結構型式選擇與設計計算</p><p>　　6.1 制動驅動機構的結構型式選擇</p><p><b>　　液壓式驅

92、動機構：</b></p><p><b>　　優(yōu)點：</b></p><p>　　a.制動時可以得到必要安全性，因為液壓系統(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)內(nèi)壓力相等，左右輪制動同時進行；</p><p>　　b.易保證制動力正確分配到前、后輪，因為前、后輪分泵可以做出不同直徑；</p><p>　　c.車振或懸架變形不發(fā)生自行制動；

93、</p><p>　　d.不須潤滑和時常調整；</p><p><b>　　缺點：</b></p><p>　　a當管路一處泄漏，則系統(tǒng)失效；</p><p>　　b低溫油液變濃，高溫則汽化； </p><p><b>　　c不可長時間制動。</b></p>&

94、lt;p>　　但綜合來看，油壓制動還是可取的，且得到了廣泛的應用。</p><p>　　6.2制動管路的選擇</p><p>　　出于取安全上的考慮，汽車制動應至少有兩套獨立的驅動制動器的管路。汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的五種分路型式：</p><p>　　1 一軸對一軸（Ⅱ）型(圖a），前軸制動器與后橋制動器各用一個回路；</p><

95、p>　　2 交叉（X）型（圖b），前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路；</p><p>　　3 一軸半對半軸（HI）型（圖c），每側前制動器的半數(shù)輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬于另一個回路；</p><p>　　4 .半軸一輪對半軸一輪（LL）型（圖d），兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器作用；</p>&l

96、t;p>　　5 雙半軸對雙半軸（HH）型（圖e），每個回路均只對每個前后制動器的半數(shù)輪缸起作用。</p><p>　　圖5-1 a) 一軸對一軸（Ⅱ）型;b) 交叉（X）型;c) 一軸半對半軸（HI）型</p><p>　　d) 半軸一輪對半軸一輪（LL）型;e) 雙半軸對雙半軸（HH）型</p><p>　　其中Ⅱ型的管路布置最為簡單，成本較低，目前在各種

97、汽車特別是在貨車上用的最廣泛。但這種型式后制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉彎能力。</p><p>　　X型的結構也很簡單。直行制動時任何一回路失效，剩余總制動力都能保持正常值的50％。但一旦某一管路損壞則造成制動力不對稱，使汽車喪生穩(wěn)定性。因此該方案適用于主銷偏移距為負值的汽車上，以改善汽車穩(wěn)定性。</p><p>　　HI、HH、LL型的結構都較為復雜，本次設計不予考慮。X型的

98、布置方案可適于本次設計。</p><p>　　6.3 液壓制動驅動機構的設計計算</p><p>　　為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏板力與踏板行程、踏板機構傳動比，以及說明采用增壓或助理裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。</p><p>　　6.3.1 制動輪缸直徑</p><p>　　制動輪缸對制動蹄(塊)施加的作用力F與輪缸

99、直徑和制動輪缸中的液壓p的關系為：</p><p><b>　　(6-1)</b></p><p>　　制動管路液壓在制動時一般不超過1012MPa，對盤式制動器可更高。壓力越高，則輪缸直徑越小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的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，詳見GB7524—87附錄B表B

100、2。油壓選取：10MPa 所以=30mm</p><p>　　6.3.2 制動主缸直徑與工作容積</p><p>　　制動主缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，詳見GB7524—87附錄，選取制動主缸直徑為30mm，主缸活塞直徑為30mm。</p><p>　　制動主缸工作容積 </p><p><b>　　(6-2)</b

101、></p><p>　　一般 , </p><p><b>　　取 則 </b></p><p>　　6.3.3制動踏板力與踏板行程</p><p>　　制動踏板力可用下式驗算：</p><p><b>　　(6-3)</b></p&

102、gt;<p>　　式中：制動主缸活塞直徑, ；</p><p>　　制動管路的液壓, ；</p><p>　　制動踏板機構傳動比,，?。?lt;/p><p>　　真空助力器的增力倍數(shù), 取;</p><p>　　制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取,取</p><p><b>　　則 <

103、;/b></p><p>　　踏板力一般不超過，可見符合要求，而且操作輕便。</p><p>　　通常，汽車液壓驅動機構制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比，當較小時，其活塞行程及相應的踏板行程便要加大。</p><p><b>　　制動踏板工作行程為</b></p><p><b>　　(6-4)</b

104、></p><p><b>　　式中： 30mm</b></p><p>　　制動踏板機構傳動比,，?。?lt;/p><p>　　主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.8mm;</p><p>　　主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程, 取2mm。</p>

105、<p><b>　　則 </b></p><p>　　法規(guī)要求不大于150~200mm，故符合法規(guī)。</p><p>　　7 盤式制動器的優(yōu)化設計</p><p>　　7.1 優(yōu)化設計概述</p><p>　　優(yōu)化設計是最優(yōu)化數(shù)學方法與現(xiàn)代計算機技術結合的產(chǎn)物，它能夠使某項設計在規(guī)定的各種限制條件下優(yōu)化設

106、計參數(shù)，從而使其設計指標獲得最優(yōu)值。</p><p>　　對任何一個工程設計師來說，總是希望作出一個最優(yōu)化的設計方案，使得設計的工程設施或產(chǎn)品，具有最好的使用性能和最低的材料消耗與制造成本，以獲得最佳的經(jīng)濟效益。在傳統(tǒng)的設計過程中，通常是設計人員憑借自身或他人積累起來的經(jīng)驗和專業(yè)知識，在初始設計方案的基礎上，通過反復地試驗、比較和改進，最終得到一個較為滿意的設計方案。當時一般不能夠找到最優(yōu)的設計方案。而優(yōu)化設計方

107、法則提供了一條可能高效率地求得最優(yōu)的設計方案的途徑。實踐證明，優(yōu)化設計方法是一種保證產(chǎn)品具有優(yōu)良的性能、降低成本、減小質量和體積的有效的設計方法，同時也可以大大地縮短設計周期、提高設計效率，因此已經(jīng)得到了越來越廣泛的應用。</p><p>　　7.2 解決優(yōu)化設計問題的一般步驟及幾何解釋</p><p>　　7.2.1 一般步驟</p><p>　　①建立優(yōu)化設計的

108、數(shù)學模型。</p><p>　?、谶x擇適用的最優(yōu)化方法及相應的計算程序。</p><p>　?、鄞_定初始數(shù)據(jù)和初始設計點。</p><p>　?、芫帉懴嚓P的主程序及函數(shù)子程序。</p><p>　　⑤計算機求解并輸出結果。</p><p><b>　?、藿Y果分析、比較。</b></p>

109、<p>　　7.2.2 幾何解釋</p><p>　　求解優(yōu)化問題的幾何解釋，可認為是在約束限定的范圍內(nèi)，找出目標函數(shù)的最小值。</p><p>　　7.3 常用優(yōu)化方法</p><p>　　一般優(yōu)化方法分為兩類，一類是無約束的優(yōu)化問題的求解，另一類是有約束的優(yōu)化問題的求解。</p><p>　　7.3.1 無約束優(yōu)化方法<

110、;/p><p>　　在這類方法中，有坐標輪換法、鮑威爾法、共軛梯度法、DFP 變尺度法、BFGS 變尺度法等。</p><p>　　坐標輪換法的基本思路是每次搜索只允許沿一個變量變化，其余變量保持不變，它把多變量優(yōu)化問題輪流地轉化成單變量的優(yōu)化問題，當n個變量依次進行過一維搜索后，即完成一輪計算，若未收斂，則以上一輪最后一點開始繼續(xù)下一輪計算。其特點是只需計算函數(shù)值，無需求函數(shù)的導數(shù)，所以程序

111、編制簡單，存儲量少，當計算效率低，可靠性差。</p><p>　　鮑威爾法是一種共軛方向法，它直接用函數(shù)值來構造共軛方向，是一種直接方法。它具有二次收斂性，收斂速度較快，可靠性較好，存貯量少，當編制程序較復雜，適用于維數(shù)較高的目標函數(shù)。</p><p>　　共軛梯度法也是一種共軛方向法，它是利用函數(shù)梯度值來構造共軛方向，然后選取共軛方向作為每一次的搜索方向。它的特點是只需計算函數(shù)的一階偏導