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盤式制動器設計 I 摘 要 汽車制動系統(tǒng)是汽車各個系統(tǒng)中最為重要的 如果制動系統(tǒng)失靈 那么結 果將會是毀滅性的 制動器實際上是一個能量轉化裝置 這種轉化實際上是把 汽車的動能轉換為汽車的熱能揮發(fā)出去 當制動器制動時 驅動程序來命令十 倍于以往的力來使汽車停止下來 制動系統(tǒng)可以發(fā)揮上千磅的壓力來分配給四 個制動器 本次設計的盤式制動器參考別克君威 GS2 0T 前輪盤式制動器結構 盤式制動器又稱為碟式制動器 這種制動器散熱快 重量輕 構造簡單 調整方便 特別是高負載時耐高溫性能好 制動效果穩(wěn)定 而且不怕泥水侵襲 在冬季和惡劣路況下行車 盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內令車停 下 有些盤式制動器的制動盤上還開了許多小孔 加速通風散熱 提高制動效 率 由制動器設計的一般原則 綜合考慮制動效能 制動效能穩(wěn)定性 制動間 隙調整簡便性 制動器的尺寸和質量及噪聲等諸多因素設計本產品 在設計中 涉及到同步系數(shù)的選取 制動器效能因素的選取 制動力矩的計算 以及制動 器主要元件選取 最后對設計的制動器進行校核計算 關鍵詞 制動系統(tǒng) 盤式制動器 同步系數(shù) 盤式制動器設計 II Abstract The braking system is the most important system in car If the brakes fail the result can be disastrous brakes are actually energy conversion devices which convert the kinetic energy of the vehicle into thermal energy when stepping on the brakes the drivers commands a stopping force ten times as powerful as the force that puts the car in motion the braking system can exert thousands of pounds of pressure on each of the four brakes The disc brake is called the small dish type brake this kind of brake radiates quickly the weight light the structure simple the adjustment is convenient specially when high load the performance is good applies the brake the effect to be stable moreover did not fear the spate attack under the winter and the bad state of roads the driving the disc type applies the brake compared to the drum type to apply the brake to stop easily in the short time the vehicle On some disc brake disc has also opened many eyelets accelerates to ventilate the radiation enhances the brake efficiency The principle of the design to the brake system Synthesize the consideration of the effect to the brake system the stability of the effect to the brake system the simple and convenient of the brake cleft adjusting the size and quantity of the brake system the same of the brake system and so on to design the product In this design adhere to synchronously the coefficient selects by examinations affect factor selects of the brake system The calculation of the brake moment and the selects of the important parts of the brake system check the whole design at last Keywords Brake system Disc brake Synchronous coefficient 盤式制動器設計 III 目 錄 摘 要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1 1 研究意義 1 1 2 盤式制動器的介紹與特點 1 1 3 國內外汽車盤式制動器應用情況 2 1 3 1 國內應用情況 2 1 3 2 國外應用情況 3 第二章 制動器的結構原理及設計原則 4 2 1 盤式制動器的分類 4 2 2 盤式制動器的結構及工作原理 5 2 3 制動器設計的一般原則 6 2 3 1 制動效能 7 2 3 2 制動效能穩(wěn)定性 7 2 3 3 制動間隙調整簡便性 7 2 3 4 制動器的尺寸及質量 7 2 3 5 噪音的減輕 8 2 4 行車制動器的標準和法規(guī) 8 第三章 盤式制動器設計 9 3 1 設計參數(shù)選定 9 3 2 主要元件尺寸及結構設計 9 3 2 1 制動盤 9 3 2 2 制動塊 11 3 2 3 制動鉗 11 3 2 4 襯塊報警裝置設計 11 3 2 5 摩擦材料 11 3 2 6 制動器間隙及調整 12 3 3 液壓制動驅動機構的設計 12 3 3 1 制動輪缸直徑 d 與工作容積 V 12 3 3 2 制動主缸直徑與工作容積 13 3 3 3 制動踏板力 14 3 3 4 踏板工作行程 14PS 3 4 制動力分配分析 14 盤式制動器設計 IV 3 5 同步附著系數(shù)的選取 17 3 6 制動器制動力矩的計算 19 3 7 制動系統(tǒng)性能要求 20 3 7 1 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 20 3 7 2 制動減速度 j 20 3 7 3 制動距離 S 21 3 7 4 制動力矩 21 3 7 6 對比摩擦力 21 3 7 7 對熱流密度 21 3 7 8 對襯塊吸收功率 pq 21 3 7 9 對平均摩擦力 fm 21 3 7 10 緊急制動時踏板力的計算 21 3 7 11 制動踏板行程的計算 22 3 8 摩擦襯片的磨損特性 22 3 8 1 比能量耗散率 22 3 8 2 比滑磨功 Lf 23 第四章 盤式制動器設計校核 24 4 1 制動器的熱容量和溫升的核算 24 4 2 制動器制動性能核算 25 結 論 26 參考文獻 27 致 謝 28 盤式制動器設計 1 第一章 緒論 1 1 研究意義 隨著社會的不斷向前發(fā)展 汽車在人們的生活中的作用也日趨明顯 人們 從事生產活動離不開汽車 日常生活中 汽車尤其是乘用車成為經常使用的交 通工具 擁有一輛轎車是人們生活質量水平提高的標志 而制動系統(tǒng)是汽車安 全系統(tǒng)當中最重要的一項 其結構和性能的優(yōu)劣直接影響車輛和人身安全 因 此人們對其提出了更嚴格的要求 現(xiàn)代社會 對制動系統(tǒng)的研究設計以提高其 工作性能是十分重要的 1 2 盤式制動器的介紹與特點 現(xiàn)在 盤式制動器在汽車上已經越來越多地被采用 特別是在轎車上已被 廣泛采用 盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定 在各種路面都有良好的 制動表現(xiàn) 其制動效能遠高于鼓式制動器 而且空氣直接通過盤式制動盤 故 盤式制動器的散熱性很好 但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復 雜 對制動鉗 管路系統(tǒng)要求也較高 而且造價高于鼓式制動器 汽車制動系可分為行車 駐車 應急 輔助內部分裝置 任何制動裝置都 具有供能裝置 控制裝置 傳動裝置和制動器四個部分組成 較為完善的制動 系還具有制動力調節(jié)裝置 以及報警裝置 壓力保持裝置 盤式制動器多用于汽車的前輪 有不少車輛四個車輪都用盤式制動器 制 動盤裝在輪級上 與車輪及輪胎一起轉動 當駕駛員進行制動時 主缸的液體 壓力傳遞到盤式制動器 該壓力推動摩擦襯片靠到制動盤上 阻止制動盤轉動 現(xiàn)在 盤式制動器在汽車上已經越來越多地被采用 特別是在轎車上已被 廣泛采用 在很多中高級轎車上 前后輪都已經采用盤式制動器 盤式制動器 在液力助力下制動力大且穩(wěn)定 在各種路面都有良好的制動表現(xiàn) 其制動效能 遠高于鼓式制動器 而且空氣直接通過盤式制動盤 故盤式制動器的散熱性很 好 但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜 對制動鉗 管路系 統(tǒng)要求也較高 而且造價高于鼓式制動器 按摩擦副中固定元件結構 盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式 固定鉗盤式在汽車上用的最早 50 年代就開始使用 優(yōu)點是 除活塞和 制動塊外無滑動件 這易保證鉗的剛度 易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改進 也能適 用分路系統(tǒng)的要求 近年來 由于汽車性能要求的提高 固定鉗盤式的缺點 暴露較明顯 因 盤式制動器設計 2 而導致浮動鉗 特別是滑動鉗 的迅速發(fā)展 首先 固定鉗至少要有兩個油缸 分置于制動盤兩側 所以須有橫跨的內部油道或外部油道來連通 這就使制動 器的徑向和軸向尺寸加大 布置也較難 而浮動鉗的外側無油缸 可將制動器 進一步移進輪轂 其次 在嚴酷的使用條件下 固定鉗容易使制動液溫度過高 而汽化 浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管 減少了受熱機會 所以制 動溫度可以比固定鉗低 30 50 又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一 半 造價大為降低 1 3 國內外汽車盤式制動器應用情況 1 3 1 國內應用情況 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 合資企業(yè)的引進 國 外先進技術的進入 汽車上采應用盤式制動器配置才逐步在我國形成規(guī)模 特 別是在提高整車性能 保障安全 提高乘車者的舒適性 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)揮了很大的作用 1 在轎車 微型車 輕卡 SUV 及皮卡方面 在從經濟與實用的角度出 發(fā) 一般采用了混合的制動形式 即前車輪盤式制動 后車輪鼓式制動 因轎 車在制動過程中 由于慣性的作用 前輪的負荷通常占汽車全部負荷的 70 80 所以前輪制動力要比后輪大 生產廠家為了節(jié)省成本 就采用了 前輪盤式制動 后輪鼓式制動的混合匹配方式 采用前盤后鼓式混合制動器 這主要是出于成本上的考慮 同時也是因為汽車在緊急制動時 軸荷前移 對 前輪制動性能的要求比較高 這類前制動器主要以液壓盤式制動器為主流 采 用液壓油作傳輸介質 以液壓總泵為動力源 后制動器以液壓式雙泵雙作用缸 制動蹄匹配 目前大部分轎車等采用前盤后鼓式混合制動器 2004 年我國共產 此類車計 110 萬輛以上 但隨著高速公路等級的提高 乘車檔次的上升 特別 上國家安全法規(guī)的強制實施 前后輪都用盤式制動器是趨勢 2 在大型客車方面 氣壓盤式制動器產品技術先進性明顯 可靠性總體良 好 具有創(chuàng)新性和技術標準的集成性 歐美國家自上世紀 90 年代初開始將盤式 制動器用于大型公交車 至 2000 年 盤式制動器 前后制動均為盤式 已經成 為歐美國家城市公交車的標準配置 我國從 1997 年開始在大客車和載重車上推 廣盤式制動器及 ABS 防抱死系統(tǒng) 因進口產品價格太高 主要用于高端產品 2004 年 7 月 1 日交通部強制在 7 12 米高 型客車上 必須 配備后 國產盤 式制動器得以大行其道 3 重型汽車方面 作為重型汽車行業(yè)應用型新技術 氣壓盤式制動器的已 經屬成熟產品 目前具有廣泛應用的前景 2004 年 3 月紅巖公司率先在國內重 卡行業(yè)中完成了對氣壓盤式制動器總成的開發(fā) 2005 年元月份中國重汽卡車事 盤式制動器設計 3 業(yè)部在提升和改進卡車底盤的過程中 在橋箱事業(yè)部配合下 將 22 5 英寸氣壓 盤式制動器成功 嫁接 到了重汽斯太爾重卡車前橋 上 綜合以上各項 參照所給參數(shù)以現(xiàn)代汽車上實際采用的型式 確定設計的 浮動鉗盤式制動器在市場是有很大的開發(fā)前景的 1 3 2 國外應用情況 國外汽車研發(fā)機構經過多年的研究和試驗氣壓盤式制動器在所有的主要性 能方面都優(yōu)于傳統(tǒng)的鼓式制動器并將其廣泛使用在新型的載重汽車上 現(xiàn)在一 些歐洲汽車公司制造的汽車上均已開始大量使用氣壓盤式制動器總成 這種氣 壓盤式車輪制動器裝配組裝在汽車的前后車橋總成上 經過幾十年來的發(fā)展生產氣 液 壓盤式制動器的技術目前已經比較成熟 形成了系列產品 例如 博世 Bosch 公司 Wabco 制動器制造公司 阿文美馳 公司等每年的產量都在 20 50 萬臺以上 在歐 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 我國在此項 目上起步較晚大部分是隨著歐系 日系轎車的引進而上馬的轎車 微型車用液 壓盤式制動器各廠家產品單一配套市場狹窄 氣壓盤式制動器則大部分是在 1999 2002 年間汽車熱中上馬的生產廠家國內目前真正形成規(guī)?；a企業(yè)寥 寥無幾如武漢元豐 淅江萬向 一汽四環(huán)等 但開發(fā)氣壓盤式制動器的熱火朝 天的局面大有愈演愈烈的趨勢 盤式制動器設計 4 第二章 制動器的結構原理及設計原則 2 1 盤式制動器的分類 按摩擦副中固定元件結構盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式 按制動鉗結 構形式分鉗盤式制動器可分為固定鉗盤式和浮鉗盤式 固定鉗盤式制動器結構 如圖 2 1 所示 浮鉗盤式制動器結構如圖 2 2 所示 圖 2 1 固定鉗盤式制動器 圖 2 2 浮鉗盤式制動器 固定鉗盤式在汽車上用的最早 50 年代就開始使用 優(yōu)點是 除活塞和制 動塊外無滑動件這易保證鉗的剛度易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改進也能適用分路系 統(tǒng)的要求 近年來由于汽車性能要求的提高固定鉗盤式的缺點暴露較明顯因而導致浮 盤式制動器設計 5 動鉗 特別是滑動鉗 的迅速發(fā)展 首先固定鉗至少要有兩個油缸分置于制動 盤兩側所以須有橫跨的內部油道或外部油道來連通這就使制動器的徑向和軸向 尺寸加大布置也較難 而浮動鉗的外側無油缸可將制動器進一步移進輪轂 其 次在嚴酷的使用條件下固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化浮動鉗由于沒有跨 越制動盤的油道或油管減少了受熱機會 所以制動溫度可以比固定鉗低 30 50 度又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一半造價大為降低 21 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 浮鉗盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸 結構簡單造價低廉 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 在兼用于行車和駐車制動的情況下不需要加設駐車制動鉗 只需要 在行車制動鉗液壓缸的附近加裝一些用于推動液壓缸活塞的駐車制動機械傳動 零件即可 浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管減少了受熱機會單側油缸 又位于盤的內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液溫度比用固定鉗時低 30 50 氣化的可能性較小 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 22 2 2 盤式制動器的結構及工作原理 本次設計的轎車參考別克君威 GS2 0T 前輪盤式制動器它采用單 缸浮動鉗 式結構 圖 2 4 制動器由制動盤 制動鉗 車輪軸承及制動摩擦罩盤組成 浮鉗 盤式制動鉗的工作原理 如圖 2 4 和 2 5 所示 制動鉗殼體 2 用螺栓 5 與支架 1 相連接 螺栓 5 兼作導向銷 支架 1 固定在前懸架焊接總成 亦稱車輪軸承殼體 法蘭板上殼體 2 可沿導向銷與支架作軸向相對移動 支架固定在車軸上 摩擦 塊 11 和 12 布置在制動盤 13 的兩側 制動分泵設在制動鉗內 制動時 制動鉗 內油缸活塞 8 在液壓力作用下推動內摩擦塊 12 壓靠到制動盤內側表面作用于分 泵底部的液壓力使制動鉗殼體在導向銷上移動推動外摩擦塊 11 壓向制動盤的外 側表面 內 外摩擦塊在液壓作用下將制動盤的兩側面緊緊夾住 由于制動盤 是緊固在前輪轂上的因此實現(xiàn)了前輪的制動 前制動器的制動間隙是自動調節(jié)的 它是利用分泵活塞密封圈 4 的彈性變 形來實現(xiàn)的 制動時橡膠密封圈變形制動一結束 密封圈恢復原狀 活塞在彈 性作用下回到原位 在制動盤和內 外摩擦塊磨損后引起制動間隙變大超過活 塞 8 的設定行程時 活塞在制動液壓力作用下 克服密封圈的摩擦阻力繼續(xù)向 盤式制動器設計 6 前移 直到完全制動為止 活塞和密封圈之間的相對位移補償了過量的間隙制 動間隙 一般單邊為 0 05 0 15 mm 內 外摩擦塊的材料采用非石棉半金屬材 料與鋼板牢牢粘在一起制成的 23 圖 2 4 別克君威 GS2 0T 型轎車浮鉗盤式制動器 1 支架 2 制動鉗殼體 3 活塞防塵罩 4 活塞密封圈 5 螺栓 6 導套 7 導向防塵罩 8 活塞 9 止動彈簧 10 放氣螺栓 11 外摩擦塊 12 內摩擦塊 13 制動盤 圖 2 5 浮鉗盤式制動器的作用原理 2 3 制動器設計的一般原則 汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長 坡時能維持一定車速的能力 任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅動機構 兩部分組成 24 為了使汽車制動性能更好的符合使用要求設計制動器時應全面考慮以下問 盤式制動器設計 7 題 2 3 1 制動效能 制動器在單位輸入壓力或力作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能 常 用一種稱為制動器效能因素的無因次指標進行評價 制動器效能因素定義為在 制動鼓或盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比 就鉗盤式制動器而言如圖 2 6 所示兩側制動塊尺寸對制動盤壓緊力 F0 制動 盤之間兩個作用半徑上所受摩擦力為 此外 f 為制動襯塊與制動盤之ofF2 間的摩擦系數(shù) 所以鉗盤式制動器效能因素為 2 1 ffFfkoo 2 式中 k 制動器效能因素 Mu 制動力矩 F0 輸入力 顯然有 n 個旋轉制動盤的多片全盤效能因數(shù)為 nfk2 2 3 2 制動效能穩(wěn)定性 制動效能穩(wěn)定性取決于其效能因數(shù) k 對摩擦系數(shù) f 的敏感性 dk df 而 f 是一個不穩(wěn)定因數(shù) 影響摩擦系數(shù)的因數(shù)除摩擦副材料外主要是摩擦副表面溫 度和水濕程度其中經常起作用的是溫度因而制動器熱穩(wěn)定性尤為重要 從上面 分析可知盤式制動器效能穩(wěn)定 所以應效能因數(shù) k 對 f 敏感性低的制動型式還要摩擦材料有好的抗衰退性 和恢復性還應使制動盤 鼓 有足夠的熱容量及散熱能力 2 3 3 制動間隙調整簡便性 制動間隙調整是汽車保養(yǎng)中較頻繁的作業(yè)之一所以選擇調整裝置的結構形 式和安裝位置須簡便所以最好用自動調整裝置 2 3 4 制動器的尺寸及質量 隨著車速的提高行車穩(wěn)定性就很重要這就導致了輪胎尺寸要小為保證足夠 制動力矩往往制動器難以以在輪轂內安裝這就要求設計若在小型化輕量化的前 提下通過精心設計達到所需制動力矩 F0 F0 Ff 盤式制動器設計 8 圖 2 6 制動塊受力分析 2 3 5 噪音的減輕 制動噪聲大致分為兩種低頻 1 Hz 以下 和高頻 1 11 kHz 低頻主要是 制動盤或鼓共振所導致 25 摩擦材料的摩擦特征性是主要影響因素輸入壓力溫度也有影響 在制動器 設計中可用某些結構消除特別是低頻噪聲不過應注意到這些措施有可能導致制 動力矩下降和踏板行程損失加大等副作用 26 2 4 行車制動器的標準和法規(guī) 行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和 制動距離兩項指標來評定 它是制動性能最基本的評價指標 下表給出了中 歐 美等國的有關標準或法規(guī)對這兩項指標的規(guī)定 表 2 1 制動距離和制動穩(wěn)定性要求 綜合國外有關標準和法規(guī) 可以認為 進行制動效能試驗時的制動減速度 j 轎車應為 5 8 7m s2 制動初速度 v 80km h 載貨汽車應為 4 4 5 5m s2 制動初速度見表 1 相應的最大制動距離 ST 轎車為 ST 0 1v v2 150 貨車為 ST 0 15v v2 115 式中第一項為反應距離 第二項 為制動距離 ST 單位為 m v 單位為 km h 我國一般要求制動減速度 j 不小于 0 6g 5 88 m s2 其條件如下 轎車制 動初速度 50 80km h 踏板力不大于 400N 小型客車 9 座以下 和輕型貨車 總重 3 5t 以下 制動初速度 50 80km h 踏板力不大于 500N 其它汽車制動 初速度 30 60km h 踏板力不大于 700N 但實際上踏板力值比法規(guī)規(guī)定小 要考慮操縱輕便性與同類車比較來確定 項 目 中 國 GB7258 EC 71 32 瑞 典 F18 美 國 聯(lián) 邦 105 試 驗 路 面 0 7 附 著 良 好 0 8 Skid No81 載 重 空 載 滿 載 1人 或 滿 載 任 何 載 荷 輕 載 滿 載 制 動 初 速 50km h 80km h 80km h 80km h 方 向 穩(wěn) 定 性 偏 出 2 5 不 抱 死 跑 偏 不 抱 死 跑 偏 不 抱 死 偏 出 3 7 距 離 或 減 速 度 19 20 m 6 5 s2 50 7m 8 s2 5 8m s2 658m 21ft 踏 板 力 0N 490N 490N 6 7 6N 盤式制動器設計 9 第三章 盤式制動器設計 3 1 設計參數(shù)選定 本次設計的原始參數(shù)參考于別克君威 GS2 0T 型轎車 參數(shù)如下 整車質量 空載 1650 kg 滿載 2025 kg 質心位置 空載 a L1 1094 8 mm b L2 1642 2 mm 滿載 a L1 1231 65 mm b L2 1505 35 mm 質心高度 空載 hg 600 mm 滿載 hg 550 mm 軸 距 L 2737 mm 輪 距 輪 距 1585 1587 mm 前 后 最高車速 180 km h 車輪工作半徑 390 mm 輪轂尺寸 R17 97V 輪轂直徑 431 8 mm 輪缸直徑 54 mm 輪 胎 225 55 3 2 主要元件尺寸及結構設計 3 2 1 制動盤 盤式制動器的制動盤有兩個主要部分 輪轂和制動表面 輪轂是安裝車輪 的部位內裝有軸承 制動表面是制動盤兩側的加工表面 它被加工得很仔細為 制動摩擦塊提供摩擦接觸面 整個制動盤一般由鑄鐵鑄成 鑄鐵能提供優(yōu)良的 摩擦面 制動盤裝車輪的一側稱為外側另一側朝向車輪中心稱為內側 按輪轂結構分類制動盤有兩種常用型式 帶轂的制動盤有個整體式轂 在 這種結構中輪轂與制動盤的其余部分鑄成單體件 另一種型式輪轂與盤側制成兩個獨立件 輪轂用軸承裝到車軸上 車輪凸 耳螺栓通過輪轂再通過制動盤轂法蘭配裝 這種型式制動盤稱為無轂制動盤 這種型式的優(yōu)點是制動盤便宜些 制動面磨損超過加工極限時能很容易更換 本設計采用的是第二種型式 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成 鉗盤式制動器用禮帽形結構其圓柱部分 長度取決與布置尺寸為了改善冷卻有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向 盤式制動器設計 10 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由于此次設計的車型 屬于中級轎車所以設計時選擇帶有通風口制動盤式設計方案 制動盤用添加 CrNi 等的合金鑄鐵制成 制動盤在工作時不僅承受著制動塊 作用的法向力和切向力而且承受著熱負荷 27 為了改善冷卻效果鉗盤式制動 器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積降 低溫升約 20 30 但盤的整體厚度較厚 而一般不帶通風槽的轎車制動盤其 厚度約在 l0 mm 13 mm 之間 本次設計采用的材料為 HT250 制動盤的工作表面應光潔平整制造時應嚴格控制表面的跳動量兩側表面的 平行度 厚度差 及制動盤的不平衡量 根據(jù)有關文獻規(guī)定 制動盤兩側表面 不平行度不應大于 0 08 mm 盤的表面擺差不應大于 0 1 mm 制動盤表面粗糙 度不應大于 0 06 mm 1 制動盤直徑 D 制動盤直徑 D 希望盡量大些這時制動盤的有效半徑得以增大就可以降低制 動鉗的夾緊力降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度 但制動盤直徑 D 受輪毅直 徑的限制通常制動盤的直徑 D 選擇為輪毅直徑的 70 79 總質量大于 2 t 的車輛應取其上限 通常制造商在保持有效的制動性能的情況下盡可能將零件 做的小些輕些 輪輞直徑為 17 英寸又因為 M 2025 kg 在本設計中 制動盤直徑為 D 70 79 Dr 0 79 17 25 4 301 341 122 mm 取 D 340 mm 2 制動盤厚度 h 制動盤厚度 h 直接影響著制動盤質量和工作時的溫升 為使質量不致太大 制動盤厚度應取得適當小些 為了降低制動工作時的溫升制動盤厚度又不宜過小 制動盤可以制成實心的而為了通風散熱可以在制動盤的兩工作面之間鑄出通風 孔道 通風的制動盤在兩個制動表面之間鑄有冷卻葉片 28 這種結構使制動 盤鑄件顯著的增加了冷卻面積 車輪轉動時盤內扇形葉片的選擇了空氣循環(huán)有 效的冷卻制動 通常實心制動盤厚度為 l0 mm 20 mm 具有通風孔道的制動盤 厚度取為 20 mm 50 mm 但多采用 20mm 30mm 在本設計中選用通風制動盤式制動盤 h 取 22 mm 3 摩擦襯塊外半徑 R2 與內半徑 R1 推薦摩擦襯塊外半徑 R2 與內半徑 R1 的比值不大于 1 5 若比值偏大工作 時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減少最終將導致制 動力矩變化大 在本設計中取外半徑為 R2 165 mm 則內半徑 R1 110 mm 5 12 R 4 內通軸直徑 盤式制動器設計 11 初選為 65 mm 5 摩擦襯塊工作面積 A 摩擦襯塊單位面積占有的車輛質量在 1 6 kg 3 5 kg 范圍內選取故2cm2c 摩擦襯塊的工作面積為 72 32 A0 的車輪 其力矩平衡方程為 3 1 0 eBfrFT 式中 制動器對車輪作用的制動力矩 即制動器的摩擦力矩 其方fT 盤式制動器設計 15 向與車輪旋轉方向相反 N m 地面作用于車輪上的制動力 即地面與輪胎之間的摩擦力 又稱地BF 面制動力 其方向與汽車行駛方向相反 N 車輪有效半徑 m er 令 3 2 e ffrTF 并稱之為制動器制動力 與地面制動力 的方向相反 當車輪角速度 0f B 時 大小亦相等 且 僅由制動器結構參數(shù)所決定 即 取決于制動器的結f fF 構型式 尺寸 摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等 并與制動踏板力即制動 系的液壓或氣壓成比例 當加大踏板力以加大 和 均隨之增大 但地fTfB 面制動力 受著附著條件的限制 其值不可能大于附著力 即 BF F 3 3 BF Z 或 3 4 max 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù) Z 地面對車輪的法向反力 N 當制動器制動力 和地面制動力 達到附著力 值時 車輪即被抱死并fFBF 在地面上滑移 此后制動力矩 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩 而 即成為與fTeffrTF 相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值 當制動到 0 以后 地面制動BF 力 達到附著力 值后就不再增大 而制動器制動力 由于踏板力 的增大 Ff P 使摩擦力矩 增大而繼續(xù)上升如圖 3 1 fT 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析 如圖 3 2 考慮到制動時的軸荷轉移 可求得地面對前 后軸車輪的法向反力 Z1 Z2 為 21dtughLGZ 盤式制動器設計 16 3 5 12dtughLGZ 式中 G 汽車所受重力 N L 汽車軸距 mm 汽車質心離前軸距離 mm 汽車質心離后軸的距離 mm 1 2L 汽車質心高度 mm gh g 重力加速度 m s 2 汽車制動減速度 dt u m s 2 汽車總的地面制動力為 GqdtugFBB 21 3 6 式中 q 制動強度 亦稱比減速度或比制動力 gdt u 前后軸車輪的地面制動力 N 1BF2 由以上兩式可求得前 后軸車輪附著力為 3 7 221 ggBqhLGhL 3 8 112 ggBF 上式表明 汽車在附著系數(shù) 為任意確定值的路面上制動時 各軸附著力 即極限制動力并非為常數(shù) 而是制動強度 q 或總制動力 的函數(shù) 當汽車各車BF 輪制動器的制動力足夠時 根據(jù)汽車前 后軸的軸荷分配 前 后車輪制動器 制動力的分配 道路附著系數(shù)和坡度情況等 制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種 即 1 前輪先抱死拖滑 然后后輪再抱死拖滑 2 后輪先抱死拖滑 然后前輪再抱死拖滑 3 前 后輪同時抱死拖滑 盤式制動器設計 17 在以上三種情況中 顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好 由式 3 6 式 3 7 和式 3 8 求得在任何附著系數(shù) 的路面上 前 后 車輪同時抱死即前 后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 GFFBff 2121 3 9 12121 ggff hL 式中 前軸車輪的制動器制動力 N 1f 111ZFBf 后軸車輪的制動器制動力 N 2fF 222f 前軸車輪的地面制動力 N 1B 后軸車輪的地面制動力 N 2 地面對前 后軸車輪的法向反力 N 1Z G 汽車重力 N 汽車質心離前 后軸距離 mm 1L2 汽車質心高度 mm gh 由式 3 9 可知 前 后車輪同時抱死時 前 后輪制動器的制動力 1fF 是 的函數(shù) 由式 3 9 中消去 得 2fF 3 10 2 411122 fgfggf FhGLLhG 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1fF2f 分配曲線 簡稱 I 曲線 如圖 3 3 所示 如果 汽車前 后制動器的制動力 能按 I 曲線1f2f 的規(guī)律分配 則能保證汽車在任何附著系數(shù) 的 路面上制動時 都能使前 后車輪同時抱死 然 而 目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前 后制 動器制動力之比值為一定值 并以前制動 與1fF 汽車總制動力 之比來表明分配的比例 稱為fF 汽車制動器制動力分配系數(shù) 盤式制動器設計 18 3 11 21 1fffF 又由于在附著條件所限定的范圍內 地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動 周緣力 故 又可通稱為制動力分配系數(shù) 3 5 同步附著系數(shù)的選取 通過對汽車的受力分析可知制動時前后輪同時抱死對附著條件的利用制動 時汽車的方向穩(wěn)定性等均有利此時的前后輪制動器制動力 Fu1 和 Fu2 的關系曲 線稱為理想的前后輪制動器制動力分配曲線 在任何附著系數(shù) 的路面上前后輪同時抱死的條件是 前后輪制動器制動 力之和等于附著力 并且前后輪制動器制動力分別等于各自的附著力即 Fu1 Fu2 3 1 G Fu1 Fz1 3 2 Fu2 Fz2 3 3 圖 3 6 受力分析圖 查表得空載時前軸載荷占車重的 60 后軸占 40 滿載時前軸載荷占車重 的 55 后軸占 45 由力矩平衡知 3 4 0MA 其中 重力G Fu1 Fu2 前后制動力 Fz1 Fz2 地面對前后輪法向反作用力 前后制動器的理想制動力的分配關系式為 盤式制動器設計 19 3 5 1122 2 41 uggugu FHGbLFHbGF 其中 L 軸距 a 汽車質心距前軸距離 b 汽車質心距后軸距離 附著系數(shù) 現(xiàn)在不少汽車的前后制動器制動力之比為一固定值常用前制動力與總 制動力之比來表明分配比例稱為制動器動力分配系數(shù)用 表示即 3 6 uF 1 式中 Fu 汽車制動器總制動力所以 Fu1 Fu2 1 3 7 若用 Fu2 Fu1 為一直線通過坐標原點且其斜率為 3 8 1 tg 將 3 4 代入 3 6 得 Lhg02 因為所設計的轎車制動器為輕型轎車的盤式制動器而現(xiàn)代轎車的行使狀況 較好特別是高級公路的高速要求同步附著系數(shù)可選大些在此選取 0 7 由于已0 經確定同步附著系數(shù) 代入數(shù)據(jù)得分配系數(shù) 0 691所以 Fu1 Fu 0 691 3 9 Fu Fu1 Fu2 3 10 Fu1 Fu2 G Fu1 Fu2 0 7 2025 9 8 13891 5 N 3 11 由 3 7 9 10 11 得 Fu1 4486 3 N Fu2 9405 2 N 3 6 制動器制動力矩的計算 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩 3 12 eg rqhLGM 1max2 式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù) q 制動強度 車輪有效半徑 er 盤式制動器設計 20 后軸最大制動力矩 max2 M G 汽車滿載質量 L 汽車軸距 其中 q 0 73 3 13 gha 0 5 0 7 948 1 0 故后軸 994 5 N mmax2 M 219 3265 73 后輪的制動力矩為 994 5 2 497 2 N m 前軸 T 0 732 1 0 732 994 5 2716 3 N m 3 14 max1 ax1f max2f 前輪的制動力矩為 2716 3 2 1358 15 N m 3 7 制動系統(tǒng)性能要求 對制動系統(tǒng)的要求有 足夠的制動能力包括行車制動和駐車制動 行車制 動至少有兩套獨立的驅動器的管路 用任意制動速度制動汽車都不應喪失操縱 穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性 防止水和污泥進入制動器工作表面 要求制動能力的熱 穩(wěn)定性好 操縱輕便 3 7 1 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 制動時汽車的方向穩(wěn)定性常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價 若 制動時發(fā)生跑偏 側滑或失去轉向能力 則汽車將偏離原來的路徑 制動過程中汽車維持直線行駛或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性 影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏 后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況 32 制動時發(fā)生跑偏 側滑或失去轉向能力時汽車將偏離給定的行駛路徑 因此常 用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性對制動距 離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度 方向穩(wěn)定性是從制 動跑偏 側滑以及失去轉向能力等方面考驗 制動跑偏的原因有兩個 1 汽車左右車輪特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等 2 制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調 互相干涉 前者是由于制動調整誤差造成的是非系統(tǒng)的 而后者是屬于系統(tǒng)性誤差 側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象 33 最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑 防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同 時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死 34 盤式制動器設計 21 3 7 2 制動減速度 j 制動系的作用效果可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價 假設汽車是在水平的堅硬的道路上行駛并且不考慮路面附著條件因此制動 力是由制動器產生 此時 3 15 8 1emrMj 總 式中 汽車前 后輪制動力矩的總合 總M 2716 3 994 5 3710 8 N m總 21u 431 8 mm 0 432 mer m 汽車總重 m 2025 kg 代入數(shù)據(jù)得 j 7 6 m s 2 轎車制動減速度應在大于 5 m s 所以符合要求 2 3 7 3 制動距離 S 在勻減速度制動時制動距離 S 為 S 1 3 6 t1 t2 2 V V2 25 92j 3 16 式中 t1 消除制動盤與襯塊間隙時間 取 0 1 s t2 制動力增長過程所需時間 取 0 2 s V 30 km h 故 S 1 3 6 0 1 0 2 2 30 30 25 92 7 6 5 82 m2 轎車的最大制動距離為 ST 0 1V V 150 ST 0 1 30 30 150 9m S ST 2 所以符合要求 3 7 4 制動力矩 設計的制動器的制動力矩應足夠滿足其實際所需的力矩 3 7 5 對車輪制動器的比能量耗散率 輕型轎車制動減速度取 此時比能量耗散率不得大于 6 0 w mm2 g6 0 3 7 6 對比摩擦力 根據(jù)有關文獻規(guī)定對鼓式制動器而言在 時 但對盤gj6 0 2 48 mnfo 式制動器而言可取大些 3 7 7 對熱流密度 熱流密度一般不能大于 41 cal cm2 防止制動盤出現(xiàn)熱裂紋 盤式制動器設計 22 3 7 8 對襯塊吸收功率 pq pq 應小于 1 85 kw h 防止制動盤出現(xiàn)熱衰退 3 7 9 對平均摩擦力 fmp f pm 的值不能大于 2480 Kpa 防止出現(xiàn)過大摩擦 3 7 10 緊急制動時踏板力的計算 踏板力 3 17 1p2kd40p F 其中 操縱機構傳動比 取7 4i 5ip 制動主缸直徑 d0 28 mm 總管路中油壓 p 10 82 MPa 真空助力器的增力倍數(shù) k 4 6 取 k 5 效率 0 82 0 86 取 0 84 則 N 82 394 7 2684 017 1082 0 46 PF 可見踏板力符合法律要求 350 550 范圍 符合法律的要求 而且操縱較 為輕便 3 7 11 制動踏板行程的計算 制動踏板工作行程 3 18 0210 piS 其中 操縱機構傳動比 取 4 7 主缸活塞行程 Sa 0 8 1 2 d0pi 依 機械設計手冊 五 第七章液壓缸 表 37 7 3 取 Sa 25 mm 主缸推桿與活塞間隙 0 2 mm 01 主缸活塞空行程 2 mm 則得制動踏板行程為 4 7 25 mm 0 2 mm 2 mm 108 8 190 4 mm 法規(guī)要求不大于 150 200 mm 故符合法規(guī)要求 3 8 摩擦襯片的磨損特性 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質表面加工情況 溫度 壓力以及相對滑磨 盤式制動器設計 23 速度等多種因素有關因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的 但試驗表明 摩擦表面的溫度 壓力 摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素 汽車的制動過程是將其機械能 動能 勢能 的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳?的過程 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 力的任務 此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中致使 制動器溫度升高 此即所謂制動器的能量負荷 能量負荷愈大則摩擦襯片 襯 塊 的磨損亦愈嚴重 3 8 1 比能量耗散率 比能量耗散又稱為單位功負荷或能量負荷它表示單位摩擦面積在單位時間 內耗散的能量 38 雙軸汽車的單個前輪制動器的比能量耗散率為 3 19 14 211tAvmea 3 20 jt2 式中 汽車回轉質量換算系數(shù) 1 ma 汽車總質量 v1 v2 汽車制動初速度與終速度 計算時轎車取 v1 27 8 m s v2 0 制動減速度計算時取 j 0 6g t 制動時間按下式計算 sgjvt6 4 08271 A1 前制動襯片的摩擦面積 制動分配系數(shù) 則 1 37 732 069 428150212 tAvmea 2w m 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于 6 0 w mm2 比能量耗散率過高 不僅會加速制動襯片 襯塊 的磨損而且可能引起制動鼓或盤的龜裂 27 3 8 2 比滑磨功 Lf 磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完 成的單位襯片面積的滑磨功 設車輛的動能都消耗在制動器的滑磨功上 即比 滑磨功 Lf 來衡量 盤式制動器設計 24 3 21 2maxff LAvL 式中 ma 汽車總質量 車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積 初選 A1 370 2cm 1478 cm A21 236970 2 vamax 180 km h 50 m s 許用比滑磨功轎車取 1000 J cm 1500 J cmfL22 Lf 1395 5 J cm2 屬于 1000 J cm2 1500 J cm2 的范圍14782 5062 內 故符合要求 第四章 盤式制動器設計校核 4 1 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 4 1 Ltcmhd 式中 制動盤的總質量 初選 20 kgdmh 與制動盤相連的受熱金屬件 如輪轂 輪輻 輪輞 制動鉗 體等 的總質量 初選 30 kghdc 制動盤材料的比熱容對鑄鐵 482 J kg K 對鋁合金dc c 880 J kg K 482 J kg K dc 盤式制動器設計 25 hc 與制動盤相連的受熱金屬件的比熱容 482 J kg K hc 制動鼓 盤 的溫升 一次由 20 km h 到完全停車的強烈制動初選t av 14 溫升不應超過 15 374010482 tcmhd J L 滿載汽車制動時由動能轉變的熱能因制動過程迅速可以認為制動生成 的熱能全部為前 后制動器所吸收并按前 后軸制動力的分配比率分配給前 后制動器即 4 2 21avmL 4 3 22 a 式中 滿載汽車總質量 2025 kg ama 汽車制動時的初速度可取 va 20 m s v 汽車制動器制動力分配系數(shù) 0 732 J 而 337400 296460 符合要求21 avmL 29640273 005 所以制動器的熱容量與升溫符合要求 4 2 制動器制動性能核算 根據(jù) GB7258 轎車制動器制動性要求取制動初速度 V 50Km h 路面附著系 數(shù)為 0 8 滿載 制動距離 S max 29 56 3VtVsa 4 4 式中 at 轎車制動系統(tǒng)協(xié)調時間 ts04 s 減速度增長時間 st2 max 最大制動減速度 max E 8 0 r g 0 8 7 73m s 2 將上述值代入公式 4 4 得 S 14 42m S 19m 盤式制動器設計 26 所以滿足要求 結 論 本次設計的是轎車前輪盤式制動器 由于盤式制動器它的熱熱穩(wěn)定性與水 穩(wěn)定性較好 所以在當前與不久的將來將會有更好的發(fā)展與應用 比起現(xiàn)在比 較廣泛使用的鼓式制動器盤式制動器不論是在制動距離還是在制動穩(wěn)定性方面 都有很大的優(yōu)勢 從而大大的提高的汽車的安全性降低了事故的幾率 在本次設計中借鑒參考了一些國外的先進的盤式制動器的設計理念 通過 對轎車制動系統(tǒng)的主要參數(shù)進行分析 確定了前輪為浮鉗盤式制動器 并進行 了結構分析及設計計算 并繪制出了前輪制動器裝配圖 制動盤的零件圖相關 評價指標也完全符合 最后設計的轎車制動器基本達到了預期的目標 但是由于能力有限設計中還存在一些不足和需要改進的地方 此次設計的盤式制動器還有待解決的問題 由于個人能力有限 對盤式制 動器的外形設計有待進一步改進對于制動器和汽車整體的布局方面可能存在問 題 在制動器的外形美觀方面有所欠缺 此次設計的轎車前輪盤式制動器可以更好的提高駕駛者的安全性 減少由 盤式制動器設計 27 于制動器失效所帶來的交通事故更好地滿足安全駕駛的需要 參考文獻 1 劉惟信 汽車制動系的結構分析與設計計算 2004 年清華大學出版社 2 余志生主編 汽車理論第四版 2006 年清華大學 3 高延齡 許洪國 汽車運用工程第三版 2004 年人民交通出版社 4 陳家瑞 汽車構造第二版 2005 年機械工業(yè)出版社 5 王望予主編 汽車設計第四版 2006 年北京機械工業(yè)出版社 6 唐宇明編著 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他們誠摯的幫助給予我奮斗的力量 朝氣蓬勃的精神 給予我生活的快樂 對他們致以我內心的謝意 大學期間 我的父母和親人給予了我許多鼓勵和支持 任何語言都難以表 達我對他們的感情 真心祝愿他們幸福安康