某中级轿车前轮制动器设计【毕业论文】【汽车专业】

摘要 本科 毕业设计（论文） 题 目： 某中级轿车前轮制动器设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 日 期： 2013 年 5 月 摘要 摘要 本设计的 题目 为某中级轿车前轮制动器设计 ， 本设计选用前轮盘式制动盘式制动器分为 定钳盘式和浮钳盘式。 在充分了解制动器的结构及工作原理的基础上借助多方面的资料进行 设计 、论证再选定相关参数并进行计算确定 具体参数如下 ： 制动力分配 ； 前轴制动力 Fu1=4486.3 N 后轴制动力 Fu2=9405.2 N 同步附着系数 ；0=0.7 制动器效能因数 ； k=0.6 制动力矩 ： 制动力矩是制动器产生的，迫使汽车减速或停止的阻力矩， 由 该车所能遇到的最大附着系数 ；制动强度 q；车轮有效半径 er ；汽车满载质量G；汽车轴距 L； 通过计算得出： 前轮的制动力矩为 Mu1=1358.15 Nm 后轮制动力矩 Mu2=497.2 Nm 由以上参数进行设计计算 确定主要 零部件 尺寸和制造材料 最后对 制动系统性能要求 进行 校核 ， 并用 solidworks 三维软件 绘制出制动器零件的零件模型和制动器装 配 模型 。 关键词 ： 制动性能 solidworks 盘式制动器 摘要 Abstract The topic of this design for the design of the front wheel brake a intermediate car,this design selects the front disc brakedisc brake caliper disc is divided into fixed and floating caliper.On the basis of understanding the structure and working principle of the brake,with various materials to design,demonstrate the selected parameters and the calculation to determine the specific parameters are as follows: The braking force distribution；front axle braking force Fu1=4486.3 Nthe rear axle braking force Fu2=9045.2 N. The synchronous adhesion coefficient: 0=0.7 Brake effiency factor:k=0.6 Brake torque:Brake torque is generated by the brake, torque force car to slow down or stop,maximum adhesion coefficient can meet the vehicle ；severity of braking q； the effective radius re；The car loaded with quality G；the vehicle wheelbase L；calculation the front wheel brake toeque Mu1=1358.15 Nm,the rear wheel brake toeque Mu2=497.2 Nm The design calculation of main parts size and material from the above parameters,the brake system performance requirements of applications,and use SolidWorks software to draw the parts of 3D model and the brake brake parts model. Keywords： braking performance solidworks disc brake 目录 目 录 第一章绪论 . 1 1.1 制动系统设计的意义 . 1 1.2 制动器的发展历程 . 1 1.3 国内汽车盘式制动器的应用 . 2 1.4 国外汽车盘式制动器的应用 . 3 1.5 目前制动器的发展现状 . 5 第二章 制动器的结构与设计原则 .11 2.1 汽车制动系功用及分类 .11 2.2 盘式制动器的分类与介绍 .11 2.3 盘式制动器的结构与工作原理 . 14 2.4 制动器设计的一般原则 . 15 2.4.1 制动效能 . 16 2.4.2 制动效能稳定性 . 16 2.4.3 制动间隙调整简便性 . 16 2.4.4 制动器的尺寸及质量 . 16 2.4.5 噪音的减轻 . 17 第三章 制动器设计 . 18 3.1 主要设计参数 . 18 3.2 盘式制动器主要元件 . 18 3.2.1 制动盘 . 18 3.2.2 制动块 . 20 3.2.3 制动钳 . 21 3.2.4 衬块报警装置设计 . 22 3.2.5 摩擦材料 . 22 3.2.6 制动器间隙及调整 . 22 3.3 制动器制动力分配分析 . 23 3.4 同步附着系数的选取 . 23 3.5 制动器效能因数 . 23 3.6 制动器制动力矩的计算 . 23 3.7 制动系统性能要求 . 23 3.7.1 制动时汽车的方向稳定性的要求 . 26 3.7.2 制动减速度的要求 . 26 3.7.3 制动距离的要求 . 26 目录 3.7.4 制动力矩的要求 . 26 3.7.5 对车轮制动器的比能量耗散率的要求 . 27 3.7.6 对比摩擦力的要求 . 27 3.7.7 对热流密度的要求 . 27 3.7.8 对衬块吸收功率的要求 . 27 3.7.9 对平均摩擦力的要求 . 27 3.7.10 行车制动至少有两套独立的驱动器的管路 . 28 3.7.11 防止水和污泥进入制动器工作表面 . 28 3.7.12 要求制动能力的热稳定性好 . 28 3.7.13 操纵轻便 . 28 3.7.14 紧急制动时踏板力的计算 . 28 3.7.15 制动踏板行程的计算 . 29 3.7.16 其他 . 29 3.8 摩擦衬片的磨损特性 . 29 第四章 校核 . 32 4.1 制动器的热容量和温升的核算 . 32 4.2.1 制动盘的技术要求 . 33 4.2.2 制动钳技术总成要求 . 33 4.2.3 前轮轮毂总成技术要求 . 33 结论 . 35 参考文献 . .36 致谢 . . 38 知识产权声明 . .39 独创性声明 .40 附录： . .41 1、总装 配模型 2、各零件模型 3、总装配模型爆炸视图 绪论 1 第一章 绪论 1.1 制动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用的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他是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系统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进行部件 的设计计算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应尽量采用对人体无害的材料 1。 1.2 制动器的发展历程 制动器分车轮制动器和中央制动器两种后者制动传动轴或变速器输出轴。由于中央制动器在应急制动时容易造成传动轴超载现在大多数车在后轮制动器上附加手动机械式驱动机构使之兼起驻车制动和应急制动时用 2。 从耗散能量的方式分制动器有摩擦式液力式电磁式和涡流式。 迄今为止人们已经把全息照相、激光多普勒分析、有限元分析以及试验模态技术等引入到制动器的振 动和噪声研究中并取得了大量的成果。全息照相技术向人们展示了制动过程中振动的真实形态 ；有限 元 及模态分析的统一使得建立与实际相符合的振动的数学模型成为了可能这些都对制动系统的设计和分析提供了便利。 在对系统进行分析、综合和预测时需要给出系统的动态特性。此时实际系统可能尚未完成或者处十经济性、安全性等因素的考虑无法通过试验进行验证往往需要借助于系统仿真来实现这一要求。所谓系统仿真是指利用计算机来运行仿真模型模仿实际系统的运行状态及随时间变化的过程并通过对仿真运行过程的观察和统计得出被仿真系统的仿真输出参数和基本特 性以此来推断和估计实际系统的真实参数和真实性能。 采用仿真方法研究汽车的各项性能时需对汽车作适当的简化然后应用简毕业设计（论文） 2 化模型进行计算分析。随着简化程度的不同必然会使计算结果与实际情况之间存在不同程度的偏差。由于汽车是一个复杂的系统 ， 其整车、零部件以及各总成的运动模型和力学模型相当复杂对这些模型进行分析计算同时要保证一定的精度所需要的工作量是很大的在很大程度上受到了计算机处理能力的限制。 随着计算机软硬件技术的发展计算机对数据的处理能力有了突飞猛进的提高因此使得计算机仿真技术越来越多地用于汽车的研究开发和设计制造 中。近年来虚拟样机技术 (Virtual Prototype Technology)得到快速的发展采用虚拟样机技术可以综合考虑制动器非线性法向载荷、粘滑作用、结构等因素分析具体情况下制动器振动的主要诱因。虚拟样机技术已成为解决工程问题的一种快速、有效的手段 3。 1.3 国内汽车盘式制动器的应用 随着我国汽车工业技术的发展 ， 特别是轿车工业的发展 ， 合资企业的引进国外先进技术的进入汽车上采应用盘式制动器配置才逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性满足人们不断提高的生活物质需求、改善生活环境等方面都发挥了很大的作用。 (1) 在轿车、微型车、轻卡、 SUV及皮卡方面：在从经济与实用的角度出发一般采用了混合的制动形式即前车轮盘式制动后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中由于惯性的作用前轮的负荷通常占汽车全部负荷的 70% 80%所以前轮制动力要比后轮大。生产厂家为了节省成本就采用了前轮盘式制动后轮鼓式制动的混合匹配方式。采用前盘后鼓式混合制动器这主要是出于成本上的考虑同时也是因为汽车在紧急制动时轴荷前移对前轮制动性能的要求比较高这类前制动器主要以液压盘式制动器为主流采用液压油作传输介 质以液压总泵为动力源后制动器以液压式双泵双作用缸制动蹄匹配。目前大部分轿车 (中档类如夏利、吉利、神龙富康、上海华普、捷达 )、微型车（长安之星、昌河、丰田海狮、天津华利、江铃全顺）、高端轻卡（东风小霸王、江铃、瑞风、南京依维柯）、 SUV及皮卡（湖南长丰、江铃皮卡）等采用前盘后鼓式混合制动器。 2004年我国共产此类车计 110万辆以上。但随着高速公路等级的提高乘车档次的上升特别上国家安全法规的强制实施前后轮都用盘式制动器是趋势。 (2) 在大型客车方面 ： 气压盘式制动器产品技术先进性明显可靠性总体良好具有创新性和技 术标准的集成性。欧美国家自上世纪 90年代初开始将盘式制动器用于大型公交车。至 2000年盘式制动器（前后制动均为盘式）已经成为欧美国家城市公交车的标准配置。我国从 1997年开始在大客车和载重车上推广盘式制动器及 ABS防抱死系统因进口产品价格太高主要用于高端产品。 2004年 7月 1日交通部强制在 7 12米高 型客车上 “必须 ”配备后国产盘式制动器得以大行其道。北京公毕业设计（论文） 3 交电车公司、上海公交、武汉公交、长沙公交、深圳公交、广州公交等公司都在使用为大客车匹配的气压盘式制动器。生产厂家主要有：宇通公司 2004年产 20000多辆客车其中使用盘式制动器的客车已占一半多；宇通公司自制底盘部份是由二汽在 EQ153前后桥基础升级更改的每年有 10000多套。二汽东风车桥用 EQ153前后桥改型匹配气压盘式制动器的前后桥总成约占 6000套以上是宇通公司最大的气压盘式制动器桥供应商。宇通公司每年需在一汽采客车底盘 3000多台一汽客底2004年供了 2000多台其中带盘式制动器占一半以上。如一汽客底采用 4E前转向系统配置气压盘式制动器前桥、 11吨 420后桥装在 6100（ 10米）豪华客车上 ； 7吨盘式前桥与 13吨 435后桥配装在 6120（ 12米） 豪华客车上等都是宇通公司市场前景较好利润附加值很高的车型。江苏金龙客车的 7-9米高 型客车客车采用湖桥供带盘式制动器的车桥 2004年在 5500台左右。厦门金龙客车 10-12米高 型客车以上客车、丹东黄海客车 10-12米高 型客车、安徽凯斯鲍尔等等国内知名的大型厂家均已在批量生产带盘式制动器的高档客车。 (3) 重型汽车方面：作为重型汽车行业应用型新技术气压盘式制动器的已经属成熟产品目前具有广泛应用的前景。 2004年 3月红岩公司率先在国内重卡行业中完成了对气压盘式制动器总成的开发。 2005年元月份中国重汽卡车 事业部在提升和改进卡车底盘的过程中在桥箱事业部配合下将 22.5英寸气压盘式制动器成功“嫁接 ”到了重汽斯太尔重卡车前桥上。气压盘式制动器在重汽斯太尔卡车前桥上的成功 “嫁接 ”解决了令整车厂及用户困扰已久的传统鼓式制动器制动啸叫、频繁制动时制动蹄片易磨损、雨天制动效能降低等一系列问题。气压盘式制动器首次在斯太尔卡车前桥上的应用也为今后开发重汽高速卡车提供了经验和技术储备。与此同时陕西重汽、北汽福田、一汽解放、东风公司、江淮汽车等国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期型试试验及技术贮备工作盘式制动器在 某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势。 1 4 国外汽车盘式制动器的应用 国外汽车研发机构经过多年的研究和试验气压盘式制动器在所有的主要性能方面都优于传统的鼓式制动器并将其广泛使用在新型的载重汽车上。现在一些欧洲汽车公司制造的汽车上均已开始大量使用气压盘式制动器总成（这种气压盘式车轮制动器装配组装在汽车的前后车桥总成上）。气压盘式制动器与传统的鼓式制动器相比在制动性能等方面的有明显的优势主要表现在以下几个方面。 (1) 制动力和安全性：在间断制动状态下鼓式与盘式制动器的制动能力相差不大。但 盘式制动器在制动响应和制动控制方面的表现更好一些。但在连续制动过毕业设计（论文） 4 程中两种制动器的差别很大。在长距离的坡路上驶下（如下山）盘式制动器在固定的制动压力下完全不失去初始性能汽车能全程保持一定的速度行驶。相反装有鼓式制动器的汽车为保持速度须逐渐增加制动压力。持续制动后在同等制动压力下盘式制动器产生的制动力只是略有下降而鼓式制动器的制动力下降非常大这两种制性动器的安全因数有着很大的差别。 (2) 结构和成本：盘式制动器系统包括盘、衬垫、缸和卡钳其零件数少于鼓式制动器系统同类车型相比其总成的总质量比鼓式制动器低 18%。 盘式制动器总成可以作为一个完整的部件送到车桥装配线 。 此部件即包括了盘式制动器的所有零件。这样就有一个特别的优越性就是可以把所有机械功能预调好的、经过试验的装置提供给用户因而产品的责任有了明确规定。 (3) 维修保养：盘式制动器的整套操作机构密封在外壳中经润滑以延长其寿命。所以盘式制动器几乎是无需维修的维修主要是更换磨损零件即衬垫和盘。而且更换衬垫所需的时间也比更换鼓式制动器材套所需的时间少 80%。这意味着不仅可以节省维修成本还能大大缩短非运营时间。 (4) 电子制动控制系统（ EBS）：盘式制动器由于采 用简单且相当成熟的操作机构因而具有特别高的效率。其提供的制动灵敏性使 EBS系统能够实现一些强而有效的控制作用用以缩短制动距离提高车辆的稳定性和磨损率。盘式制动器在响应方面的特性表现在每个车轮制动相差很小每个车轴的左右车轮之间的磨损分配均匀。 长期以来独霸重卡汽车制动器领域的鼓式制动器 自从 1996年戴 克装有Schmitz公司制造的盘式制动器的奔驰重卡（ Actros）货车问世以来受到了严重的挑战已面临被淘汰的危险。盘式制动器以重量轻、磨损小、便于维修的特点闻名于世。为了降低自重和经营成本盘式制动器不仅用于主 车的前、后桥上而且也装配于挂车车桥。 2000年国外装配盘式制功器的车桥已占到了所有车桥总成的一半以上。 盘式制动器经过这几年的不断开发不断改进发展非常迅猛。各大公司除在原有轿车用液压盘式制动器有较大的发展外更注重在中、重汽车领域开发气压盘式制动器。 1) 博世 (Bosch)公司制造出了 16、 17.5、 19.5、 22.5盘式制动器系列产品。 2) 世界著名的（ Wabco）制动器制造公司开发出了 19.5盘式制动器 PAN 19-1。 3) 瑞典著名哈蒂克斯（ Haldex）公司现已开发出了 17.5、 19.5和 22.5三种规格的盘式制动器奔驰公司的车桥也安装了 Haldex公司的制动钳。 毕业设计（论文） 5 4) 柯乐尔（ Knorr）公司研制出了 19.5、 22.5盘式制动器。还开发出了 种有齿的盘式制动器它是通过另 个有齿的装置与轮毂连接这种带齿的制动盘 2 001年初已批量生产提供给 DAF装在新开发的 CF系列汽车上。 5) 德国 BPW还与 Knorr公司合作研制出新的 19.5、 22.5盘式制动器它的固定制动钳是从侧面用螺栓连接改变了一贯轴向用螺栓连接的方式。固定制动钳螺栓采用全长螺纹。该盘式制动器重量减轻 8 10kg。 6) 阿文美驰公司制造出了 16、 17.5、 19.5、 22.5盘式制动器。 7) 卢卡斯（ Lucoss）制动器有限公司制造出了 15.5、 16、 17.5盘式制动器（该公司现已被 Wabco制动器制造公司购买）。 经过几十年来的发展生产气（液）压盘式制动器的技术目前已经比较成熟形成了系列产品。例如：博世 (Bosch)公司、 Wabco制动器制造公司、阿文美驰公司等每年的产量都在 2050万台以上；在欧、美、日等发达国家已把盘式制动器作为标准件装备在多级别的轿车、客车、中型、重型汽车上。我国在此 项目上起步较晚大部分是随着欧系、日系轿车的引进而上马的轿车、微型车用液压盘式制动器各厂家产品单一配套市场狭窄。气压盘式制动器则大部分是在 19992002年间汽车热中上马的生产厂家国内目前真正形成规模化生产企业寥寥无几如武汉元丰、淅江万向、一汽四环等。但开发气压盘式制动器的热火朝天的局面大有愈演愈烈的趋势 。 1.5 目前制动器的发展现状 张静双 4在基于汽车制动器设计专家系统的研究与开发一文中提出了在市场竞争日益激烈的今天汽车零部件企业如果不能及时开发出自己的新产品以适应市场的需求那将有被淘汰的危险。 为了提高产品设计质量缩短产品开发周期节约生产成本增强企业的市场竞争力非常重要的一环就是大力改进企业的设计技术手段。先进的设计手段必须以先进的设计理念为前提。以目前正处于开发阶段的基于知识工程（ KBEKnowledge Based Engineering）的设计方法来研究制动器的设计问题对推动相关汽车零部件产品采用更加先进的开发手段具有十分重要的意义。 该文详细研究了专家系统和知识工程的相关理论研究整理了制动器设计领域中的许多设计知识和经验并将其应用于具体的系统开发；分析了制动器主要尺寸参数对制动器性能的 影响规律给出了制动器性能评价标准的一般预测公式；深入研究了在面向对象的环境下专家系统中知识表达的实用形式、知识库的建立模式以及推理机制的具体实现方法；探讨了 KBE 设计方法在专家系统中的具体实现方式；结合生产实际给出了产品 CAD/CAE 应用的有效设计实例。 在此基础上利用 Visual C+程序设计语言初步开发了一套汽车制动器设计毕业设计（论文） 6 专家系统（ BDES） 。 吴永海 5在 汽车液压制动系设计计算系统的设计 中以南京跃进汽车集团的横向课题 “轿车、中小型客车液压制动系设计专家系统 ”为背景以制动器为研究对象以 Pro ENGINEER 为 CAD 支撑软件采用 VB 语言开发了一套汽车制动器专用 CAD 系统；提出了制动器离散化方案构建了参数化的制动器典型零部件三维图形库使用 Pro ENGINEER 实现三维实体造型以及尺寸与关系的参数化驱动；图形库系统采用参数化图库引用、管理机制并拥有一个开放的扩充接口；研究了 Pro ENGINEER 二次开发模块 Pro Toolkit 解决了同步模式下定制程序界面的问题并实现与 Pro ENGINEER 的通信；建立了制动过程数学模型推导了制动方程式并给出相关解法编制了制动器数值仿真分析程序；构建了制动器设计 资料库 。 谷曼 6在文章汽车制动器 综合制动性能实验台的设计 中提到汽车制动性能是确保车辆行驶的主、被动安全性和提升车辆行驶动力性决定因素之一。确保汽车保持良好的制动性能是汽车设计制造厂家和用户的重要任务。汽车制动效能、制动抗热衰退性和制动时汽车的方向稳定性是汽车制动性的三个重要评价指标。制动效能是指汽车迅速降低行驶速度直至停车的能力 ， 是制动性能最基本的评价指标。制动器是汽车制动系中用以产生阻碍车辆运动或运动趋势的执行器。汽车制动器总成制动性能试验台基本的评价指标有 ： 制动距离、制动减速度、制动协调时间及制 动力。 此文以汽车制动器总成制动性能试验台测控系统为研究对象。首先 ， 分析了制动器的工作原理、分类、制动过程中制动器的受力分析以及制动性能检测。然后 ， 根据试验台的机械结构和对测控系统的要求 ， 设计出制动器试验台的测控系统方案。重点介绍了测控系统的硬件设计、软件设计、直流调速控制系统和控制方法 ， 实现了通过 PROFIBUSDP 总线组成一个基于WINCC 的主从站分布式控制系统。另外还对制动器试验过程中两大重要的测量项目 制动力和制动减速度进行数据分析和处理。最后 ， 该文对混合惯量模拟方法作了简单介绍 ， 并对转速控制方 式和转矩控制方式下实现混合惯量模拟进行了简单的阐述 。 武汉理工大学的 董士琦 7在 基于 ANSYS 的汽车制动盘模态分析 中提出制动器是汽车的重要安全部件之一 ， 其利用制动系统摩擦副产生的摩擦力实现汽车的行车制动、应急制动和驻车制动。该文利用 Matlab、 CATIA、 ANSYS 等设计软件 ， 对制动器主要零部件制动盘进行了设计计算、参数化建模和有限元分析 ，获得了尺寸参数 ， 性能参数及有限元模型 ， 并对制动盘进行了模态分析。基本上建立了制动盘的设计分析平台。论文对当今国内外的制动器开发平台的发展及应用情况进行了介绍分析了 制动器平台设计的意义和背景 ， 阐述了盘式制动器的基毕业设计（论文） 7 本工作原理和组成。并提出制动器数字化平台的基本思想：利用现代 CAD/CAE方面的成果 ， 设计满足盘式制动器尺寸设计、三维模型建立和有限元分析的一体化数字平台 ， 得出相关的设计参数及分析结果。 对制动器系统提出设计要求 ，制定基本的设计准则。确定主要的制动器性能和尺寸参数 ， 并根据理论计算公式 ，利用 Matlab 编写计算程序 ， 实现制动器主要设计参数的设计计算。 分析对比传统 CAD 设计和参数化设计的优缺点 ， 对参数化设计的基本步骤进行了说明。盘式制动器的零部件比较多 ， 但由于部 分零件为异形不规则结构 ， 并且需要定义的尺寸参数过多 ， 不便于进行参数化设计 。 陈 燕 8在课题汽车制动器底板拉延 成型 工艺 的改进 中研究了万向钱潮 (桂林 )汽车底盘部件有限公司开发的汽车制动器底板 ， 该零件形状复杂、变形程度大 ， 尺寸精度高 ， 冲压成形难度大 ， 容易出现拉深断裂或起皱现象 ， 致使零件报废。传统的工艺和模具设计主要靠经验和模具的反复修改来完成 ， 生产效率低 ，浪费大量的人力、财力、物力以及时间。论文以基本形状零件在拉延成形和胀形成形时的变形特点为基础 ， 分析汽车制动器底板在冲压成形过程中的变形特点 ，并对其出现的破 裂、起皱等主要成形缺陷进行研究 ；通过板料成形数值模拟技术对原拉延工艺进行模拟 ， 针对模拟结果出现的开裂等成形缺陷问题进行工艺改进 ；同时 ， 还利用均匀设计与数值模拟相结合的优化方法研究汽车制动器底板预成形压边圈锥角、预成形压边力、摩擦系数工艺参数对汽车制动器底板成形质量的影响及优化组合 ；最后通过试验对汽车制动器底板成形的理论分析进行验证 ， 验证结果表明改进后的工艺方案是合理、可行的。论文的工作解决了万向钱潮 (桂林 )汽车底盘部件有限公司开发的汽车制动器底板原拉延工艺存在不足问题 ， 消除了开裂现象 ， 改善成形质量 ， 降低生产 成本 ， 缩短产品的开发周期 。 刘延安 9以大型矿用汽车制动器的发展一文介 绍了新的更加实用的制动规则 ， 并将它与当前的要求进行了对比。报告了在 WABCO 170C Haulpak 卡车上 ， 对块式制动器 (Shoebrake)进行的一系列制动性能试验。试验结果表明 ： 基于静力矩而设计的制动系统是不可取的 ， 因为它对 10坡度是以在平直道路上作的等效停车试验是不符合实际的 ， 并且为了保证类似的瓦衬均具有较好的制动效果 ， 还须对它们进行试验。文中还讨论了块式制动器、马达圆盘制动器 (motor speed disc brake)及轮胎圆盘制动器 (wheel speed disc brake)的优缺点 。 赖源生 ， 戴雄杰 10在课题汽车制动器摩擦副材料选择性 配对问题的研究中指出汽车制动器摩擦副材料的配对一直是被忽视的一个问题。该文对汽车制动器广泛使用的对偶材质和新研制的四种对偶材质分别与石棉、粉末冶金和半金属摩擦片配对进行了试验研究 ， 证实对偶材质不仅影响它本身的摩擦磨损性能 ， 而且显著地影响摩擦片的摩擦磨损性能 ， 理想的对偶能提高双方的耐磨性和增大摩毕业设计（论文） 8 擦系数 ， 同时改善热衰退性能 ， 使摩擦特性更加稳定。摩擦片对其对偶具有选择性配对的特性 ， 对三种摩擦片的对偶研制出较好的配对材料 。 邓兆详 ， 杨善臣 11在中汽车制动器三维参数化的设计技术分析一文中针对传统汽车零部件设计方法的局限性 ， 提出了基于 “软原型 ”的设计分析方法。通过开发一套专用的 CAD 系统 鼓式制动器设计分析系统 ， 深入研究了“虚拟产品 ”设计方法和参数化建模技术 ， 并在软件的开发过程中 ， 提出了一些新的解决手段。该系统基于 VB 语言 ， 将数据库、图形库与设计模块结合在一起 ， 以特征参数的获取为表征对象 ， 利用参数驱动建模 ， 实现了设计与分析过程的有效衔接 ， 极大地提高了汽车制动器 设计效率 ， 缩短了产品的开发周期 。 张元涛，谢昭力，冯引安 12在 课题汽车制动器试验制动管压伺服系统建模与仿真指出汽车制动器试验制动管压伺服系统是一个电 -气 -液非线性时变系统 ， 是汽车制动器台架试验的重要内容。在分析制动管压伺服系统工作原理的基础上 ， 建立制动管压电 -气 -液伺服系统数学模型。为了实现制动管压的快速和高精度伺服控制 ， 结合 PID 控制和模糊控制的优点 ， 提出一种模糊 PID 复合控制器的设计方法 ， 并进行计算机仿真。 Matlab 仿真结果表明 ， 该控制器具有响应快、超调小、适应性好、鲁棒性强等优点 ， 较好地满 足了控制要求 。 宁晓斌，孟彬，王 磊 13在 重型汽车制动器虚拟样机的建模与应用为准确计算重型汽车鼓式制动器的制动效能因数 ， 采用三维 CAD 绘图软件Pro/ENGINEER、有限元软件 ANSYS、多体动力学仿真软件 MSC.ADAMS， 通过开发柔性体摩擦片与刚体制动蹄连接模块、柔性体摩擦片与刚体制动鼓非线性接触模块 ， 建立了鼓式制动器的虚拟样机模型。应用鼓式制动器虚拟样机模型 ，对北京首钢重型汽车制造厂 32t 重型汽车的鼓式制动器进行仿真计算 ， 仿真得出的鼓式制动器的制动效能因数 ， 与试验测试结果基本相符 。 李紫辉，董 欣，房 长江 14在 课题基于 CAPP 的汽车制动器支架加工仿真设计中结合生产实际 ， 对汽车盘式制动器支架进行工艺分析确定其最终加工路线的基础上 ， 采用 CAXA 实体设计软件 ， 首次完成了工件、夹具、加工设备的实体造型设计 ， 并应用该软件的三维动画功能 ， 实现了汽车盘式制动器支架三维实体虚拟机械加工过程的仿真设计 ， 可代替或大幅度减少试切加工 ， 为降低生产成本、提高产品质量等方面提供了新途径 。 杨丽英，李旗号，谢 锋 15在 汽车制动器试验台飞轮组及其装卸系统设计表达了为准确、有效地检测制动器综合性能 ， 采用惯性飞轮对汽车 行驶惯量进行模拟 ， 模拟的惯量大小应在一定范围内可调并达到相应的精度要求。文章严格参照国家制动器试验标准和性能要求 ， 对汽车制动器性能试验台的飞轮组及其装卸系统设计进行研究 ， 介绍了一种对飞轮组进行优化重组的方法 ， 并对其装卸系统毕业设计（论文） 9 进行详述。利用该系统能够对飞轮组合进行调整 ， 以模拟各试验所需的不同惯量。经实际应用验证 ， 该系统能够满足试验标准要求 ， 并且装拆与调整便捷 。 杜家熙，沈宏，张 万琴 16在 课题汽车制动器试验台的计算机建模及其仿真分析中以 Matlab 仿真软件为平台研究并建立了汽车制动器试验台计算机控制的积分方程模型、能量守恒模型、差分方程模型 ， 确定了每一离散时间段驱动电流与主轴力矩的关系。用曲边梯形的面积代替积分的思想进行了能量误差分析 ， 设计了各种模型的计算机控制方法 ， 并根据风阻和轴承摩擦以及其它阻力形式的消耗的影响 ， 对各控制模型进行了相应的修正 ， 从而提高了计算机控制的精度 ， 为检验汽车制动器设计的优劣和检测制动器的综合性能提供了有效的方法 。 赵凯辉，魏朗，余 强 17等 通 过发动机制动工况下汽车制动器摩擦性能分析一文建立了基于恒速制动车辆纵向力平衡方程、制动器耗散功率及其温度变化微分方程、管路压力调 节等子模型的恒速长下坡汽车制动器摩擦性能分析系统。以两轴中型汽车为例 ， 对前后制动器在不同挡位发动机制动时的温度、制动副摩擦因数、制动力分配及管路压力变化进行了计算。结果表明 ， 在不影响车速情况下 ， 合理使用各挡发动机制动可改善汽车前、后制动器热负荷 ， 减小或避免制动摩擦力矩热衰退 ， 保证汽车下长坡安全行驶 8。 姚冠新，夏园，魏龙 庆 18在 多纤维增强汽车制动器摩擦材料的摩擦磨损特性研究中提出为了解多纤维增强摩擦材料各组分在制动摩擦过程中所起的作用 ， 采用 XD-MS 定速式摩擦试验机测定所制备的摩擦材料的摩擦磨损 性能 ， 通过扫描电镜观测在不同温度下磨损后的表面形貌。结果表明 ： 摩擦材料的摩擦因数比较稳定且在高温时摩擦因数没有显著下降 ， 磨损率也在规定范围内 ；摩擦材料在低温下主要是磨粒磨损 ， 高温下树脂分解产生热磨损 ， 同时伴随着磨粒磨损和疲劳磨损 。 陈立东，李树珍，张立 山 19等 在课题载货汽车制动器自动水冷系统的设计中为提高重型货车制动器在山路和下长坡时制动安全性能 ， 设计了一种能自动检测水位并能自动控制喷水时间的制动器自动控制水冷却系统。该系统主要由喷水装置、缺水报警系统和喷水量自动控制系统组成 ， 由单片机采集热电偶温度传感器测定的制动器温度并控制喷水时间 ， 能够实现缺水自动报警、均匀喷水和水量自动控制的功能。该系统结构简便 ， 原理简明易懂 ， 工作可靠 ， 能耗低、成本较低 。 王红侠 ，姚冠 新 20在论 文纤维混杂增强汽车制动器摩擦材料的研究中研制了以芳纶浆粕、玻璃纤维、硅灰石纤维和钛酸钾晶须作为增强体的汽车制动摩擦材料。利用定式速摩擦试验机测试其摩擦磨损性能 ， 通过扫描电镜对其在不同温度下的磨损形貌进行了观察和分析。结果表明 ： 含芳纶 3%、玻璃纤维 12%、毕业设计（论文） 10 硅灰石 12%、钛酸钾晶须 10%、改性树脂 12%的摩擦材料具有优异的摩擦磨损性能 ；摩擦材料在中高温磨损主要是磨粒磨损和热疲劳磨损 。 制动器的结构与设计原则 11 第二章 制动器的结构与设计原则 2.1 汽车制动系功用及分类 汽车制动系是制约汽车运动的装置有三种基本方法 ： (1) 使汽车减速直至停止； (2) 使汽车下坡时不至超过一定速度； (3) 使汽车能可靠地停放在斜坡上 。 盘式制动器基本分为三类： (1) 多片全盘式制动器； (2) 固定卡盘式制动器； (3) 浮动卡盘式制动器。 2.2 盘式制动器的分类与介绍 按摩擦副中固定元件结构盘式制动器可分为钳盘式和全盘式。按制动钳结构形式分钳盘式制动器可分 为固定钳盘式和浮钳盘式。固定钳盘式制动器结构如图2.1 和图 2.2 所示浮钳盘式制动器结构如图 2.3 所示。 毕业设计（论文） 12 I 图 2.1 固定钳盘式制动器 图 2.2 固定钳盘式制动器 II 轮毂 制动盘 制动钳 车桥 活塞 制动钳 制动盘 毕业设计（论文） 13 图 2.3 浮钳盘式制动器 固定钳盘式在汽车上用的最早（ 50 年代就开始使用）优点是：除活塞和制动块外无滑动件这易保证钳的刚度易实现从鼓式到盘式的改进 也能适用分路系统的要求。 近年来由于汽车性能要求的提高固定钳盘式的缺点暴露较明显因而导致浮动钳（特别是滑动钳）的迅速发展。首先固定钳至少要有两个油缸分置于制动盘两侧所以须有横跨的内部油道或外部油道来连通这就使制动器的径向和轴向尺寸加大布置也较难；而浮动钳的外侧无油缸可将制动器进一步移进轮毂；其次在严酷的使用条件下固定钳容易使制动液温度过高而汽化浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管减少了受热机会。所以制动温度可以比固定钳低 30 50 度又采用浮动钳可将活塞和油缸等精密件减去一半造价大为降低 21。 全 盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器故又称为离合器式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差故多为油冷式结构较复杂。 浮钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸 ， 结构简单造价低廉 ， 易于布置结构尺寸紧凑 ， 可以将制动器进一步移近轮毂 ， 同一组制动块可兼用于行车和驻车制动 ， 在兼 用于 行车和驻车制动的情况下不需要加设驻车制动钳 ， 只需要在行车制动钳液压缸的附近加装一些用于推动液压缸活塞的驻车制动机械传动零件即车桥 活塞 制动钳 制动盘 毕业设计（论文） 14 可。浮动钳由于没有 跨越制动盘的油道或油管减少了受热机会单侧油缸又位于盘的内侧受车轮遮蔽较少使冷却条件较好另外单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长也增大了油缸的散热面积因此制动液温度比用固定钳时低 30 50 气化的可能性较小。但由于制动钳体是浮动的必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦、磨损和 噪声 22。 2.3 盘式制动器的结构与工作原理 本次设计的轿车参考别克君威 GS2.0T 前轮 盘式制动器 它 采用单缸浮动钳式结构 (图 2.4)制动器由制动盘、制动钳、车轮轴承及制动摩擦罩盘组成。浮钳盘式制动钳的工作原理：如 图 2.4 和 2.5 所示： 制动钳壳体 2 用螺栓 5 与支架 1 相连接 ,螺栓 5 兼作导向销。支架 1 固定在前悬架焊接总成 (亦称车轮轴承壳体 )， 法兰板上壳体 2 可沿导向销与支架作轴向相对移动。支架固定在车轴上 ， 摩擦块11 和 12 布置在制动盘 13 的两侧。制动分泵设在制动钳内。制动时，制动钳内油缸活塞 8 在液压力作用下推动内摩擦块 12 压靠到制动盘内侧表面作用于分泵底部的液压力使制动钳壳体在导向销上移动推动外摩擦块 11 压向制动盘的外侧表面。内、外摩擦块在液压作用下将制动盘的两侧面紧紧夹住。由于制动盘是紧固在前轮毂上的因此实现了前轮的制动。 前制动器的制动间隙是 自动调节的。它是利用分泵活塞密封圈 4 的弹性变形来实现的。制动时橡胶密封圈变形制动一结束 ， 密封圈恢复原状 ， 活塞在弹性作用下回到原位。在制动盘和内、外摩擦块磨损后引起制动间隙变大超过活塞 8 的设定行程时 ， 活塞在制动液压力作用下 ， 克服密封圈的摩擦阻力继续向前移 ， 直到完全制动为止。活塞和密封圈之间的相对位移补偿了过量的间隙制动间隙 ， 一般单边为 0.05-0.15 mm。内、外摩擦块的材料采用非石棉半金属材料与钢板牢牢粘在一起制成 的 23。 毕业设计（论文） 15 图 2.4 别克君威 GS2.0T 型轿车浮钳盘式制动器 1-支架 2-制动钳 壳体 3-活塞防尘罩 4-活塞密封圈 5-螺栓 6-导套 7-导向防尘罩 8-活塞 9-止动弹簧 10-放气螺栓 11-外摩擦块 12-内摩擦块 13-制动盘 图 2.5 浮钳 盘式制动器的作用原理 2.4 制动器设计的一般原则 汽车的制动性是指汽车在行驶中能利用外力 强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速的能力。任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分 组成 24。 毕业设计（论文） 16 为了使汽车制动性能更好的符合使用要求设计制动器时应全面考虑以下问题。 2.4.1 制动效能 制动器在单位输入压力或力作用下所输出的力或力矩称为制动器效能。常用一种称为制动器效能因素的无因次指标进行评价。制动器效能因素定义为在制动鼓或盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。 就钳盘式制动器而言 如 图 2.6 所示两侧制动块尺寸对制动盘压紧力 F0 制动盘之间两个作用半径上所受摩擦力为ofFFf 22 此外 f为制动衬块与制动盘之间的摩擦系数。所以钳盘式制动器效能因素为： fFfFFFfkooo 22/2 / (2.1) 式中 k-制动器效能因素 Mu-制动力矩 F0-输入力 显然有 n 个旋转制动盘的多片全盘效能因数为 nfk 2 2.4.2 制动效能稳定性 制动效能稳定性取决于 其效能因数 k 对摩擦系数 f 的敏感性（ dk/df）。而 f是一个不稳定因数。影响摩擦系数的因数除摩擦副材料外主要是摩擦副表面温度和水湿程度其中经常起作用的是温度因而制动器热稳定性尤为重要。从上面分析可知盘式制动器效能稳定。 所以应效能因数 k 对 f 敏感性低的制动型式还要摩擦材料有好的抗衰退性和恢复性还应使制动盘（鼓）有足够的热容量及散热能力。 2.4.3 制动间隙调整简便性 制动间隙调整是汽车保养中较频繁的作业之一所以选择调整装置的结构形式和安装位置须简便所以最好用自动调整装置。 2.4.4 制动器的尺寸及质量 随着 车速的提高行车稳定性就很重要这就导致了轮胎尺寸要小 为保证足够制动力矩往往制动器难以以在轮毂内安装这就要求设计若在小型化轻量化的前毕业设计（论文） 17 提下通过精心设计达到所需制动力矩。 图 2.6 制动块受力分析 2.4.5 噪音的减轻 制动噪声大致分为两种低频（ 1 Hz以下）和高频（ 1-11 kHz）。低频主要是制动盘或鼓共振所导致 25。 摩擦材料的摩擦特征性是主要影响因素输入压力温度也有影响。在制动器设计中可用某些结构消除特别是低频噪声不过应注意到这些措施有可能导致制动力矩下降和踏板行程损失加大等副作用 26。 F0 F0 Ff 制动器设计 18 第三章 制动器设计 3.1 设计参数 本次设计的原始参数参考于别克君威 GS2.0T 型轿车。 整车质量： 空载： 1650 kg 满载： 2025 kg 质心位置： 空载： a=L1=1094.8 mm b=L2=1642.2 mm 满载： a=L1=1231.65 mm b=L2=1505.35 mm 质心高度： 空载： hg=600 mm 满载： hg=550 mm 轴 距： L=2737 mm 轮 距 ： 轮 距 1585/1587 mm（前 /后） 最高车速： 180 km/h 车轮工作半径： 390 mm 轮毂尺寸： R17 97V 轮毂直径： 431.8 mm 轮缸直径： 54 mm 轮 胎： 225/55 3.2 盘式制动器主要元件 3.2.1 制动盘 盘式制动器的制动盘有两个主要部分：轮毂和制动表面。轮毂是安装车轮的部位内装有轴承。制动表面是制动盘两侧的加工表面。它被加工得很仔细为制动摩擦块提供摩擦接触面。整个制动盘一般由铸铁铸成。铸铁能提供优良的摩擦面。制动盘装车轮的一侧称为外侧另一侧朝向车轮中心称为内侧。 按轮毂结构分类制动盘有两种常用型式。带毂的制动盘有个整体式毂。在这种结构中轮毂与制动盘的其余部分铸成单体件。 另一种型式轮毂与盘侧制成两个独立件。轮毂用轴承装到车轴上。车轮凸耳螺栓通过轮毂再通过制动盘毂法兰配装。这种型式制动盘称为无毂制动盘。这种型 式的优点是制动盘便宜些。制动面磨损超过加工极限时能很容易更换。毕业设计（论文） 19 本设计采用的是第二种型式。 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成 ， 钳盘式制动器用礼帽形结构其圆柱部分长度取决与布置尺寸为了改善冷却有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘可大大增加散热面积但盘的整体厚度较大由于此次设计的车型属于中级轿车所以设计时选择带有通风口制动盘式设计方案。 制动盘用添加 CrNi 等的合金铸铁制成。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力而且承受着 热负荷 27。为了 改善冷却效果钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有 径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积降低温升约 20 30但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘其厚度约在 l0 mm 13 mm 之间。本次设计采用的材料为 HT250。 制动盘的工作表面应光洁平整制造时应严格控制表面的跳动量两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。根据有关文献规定：制动盘两侧表面不平行度不应大于 0.08 mm， 盘的表面摆差不应大于 0.1 mm；制动盘表面粗糙度不应大于 0.06 mm。 (1) 制动盘直径 D 制动盘直径 D 希望尽量大些这时制动盘的有效半径得以增大就可以降低制动钳的夹紧力降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径 D 受轮毅直径的限制通常制动盘的直径 D 选择为轮毅直径的 70% 79%， 总质量大于 2 t 的车辆应取其上限。通常制造商在保持有效的制动性能的情况下尽可能将零件做的小些轻些。轮辋直径为 17 英寸又因为 M=2025 kg。 在本设计中 ， 制动盘直径为： D=70% 79%Dr=0.79 17 25.4=301 341.122 mm 取 D=340 mm 根据尺寸所作三维图如图 3.1 所示。 图 3.1 制动盘 毕业设计（论文） 20 (2) 制动盘厚度 h 制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大制动盘厚度应取得适当小些 ；为了降低制动工作时的温升制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的而为了通风散热可以在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通风的制动盘在两个制动表面之间铸有冷却叶片 28。这种结构使制动盘铸件显著的增加了冷却面积。车轮转动时盘内扇形叶片的选择了空气循环有效的冷却制动。通常实心制动盘厚度为 l0 mm 20 mm 具有通风孔道的制动盘厚度取为 20 mm 50 mm 但多 采用 20mm 30mm。 在本设计中选用 通风制动盘 式制动盘 h 取 22 mm。 图形如如图 3.2 所示 图 3.2 制动盘 (3) 摩擦衬块外半径 R2 与内半径 R1 推荐摩擦衬块外半径 R2 与内半径 R1 的比值不大于 1.5。若比值偏大工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多磨损不均匀接触面积减少最终将导致制动力矩变化大。 在本设计中取外半径为 R2=165 mm 5.112 RR， 则内半径 R1=110 mm。 (4) 内通轴直径 初选为 65 mm (5) 摩擦衬 块工作面积 A 摩擦衬块单位面积占有的车辆质量在 1.6 kg/ 2cm 3.5 kg/ 2cm 范围内选取故摩擦衬块的工作面积为 72.32 2cm A158.2 2cm 。 在本设计中取衬块的夹角 为 70。摩擦衬块的工作面积 A： 6.3 6 9 6 82360702)( 2122 RRA mm2 A 取 369 3.2.2 制动块 毕业设计（论文） 21 制动块由背板和摩擦衬块构成两者直接压嵌在一起。活塞应能压住尽量多的制动块面积以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置以便及时更换摩擦衬片。 初选摩擦片厚度为 10 mm。所作三维图如图 3.3 所示。 图 3.3 制动块 3.2.3 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KT H37012 或球 墨铸铁 QT40018 制造制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的活塞的开口端部切成阶梯状形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此应减小活塞与制动块背板的接触面积有时也可采用非金属活塞。制动钳体形态如图 3.4 和 3.5 所示。 图 3.4 制动钳体 a 毕业设计（论文） 22 图 3.5 制动钳体 b 3.2.4 衬块报警装置设计 此次设计的衬块报警 装置采用单触点式报警系统，摩擦片 的 最大磨损厚度为7 mm 当摩擦片大于 7 mm 时制动盘与制动块背板上的警告片相摩擦这样就使得连接于制动块触点上的警告灯亮起。从而起到了报警的作 用 29。 3.2.5 摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数抗热衰退性能好不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好吸水率低有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。本次选取以是棉纤维为 主并与树脂粘结剂调整摩擦性能的填充物（由无机粉末及橡胶聚合树脂等配成为石磨）等混合而成。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 0.3 0.5 少数可达 0.7。设计计算制动器时一般取 0.3 0.35。选用摩擦材料时应注意一般说来摩擦系数愈高的材料其耐磨 性愈差 30。 初选时摩擦系数选择为 f=0.3。 3.2.6 制动器间隙及调整 制动鼓与摩擦衬片之间或制动盘与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙以保证制动鼓 (制动盘 )能自由转动。一般鼓式制动器的设定间隙为 0.20.5 mm；盘式制动器的为 0.1 0.3 mm（单侧 0.05 mm 0.15 mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验毕业设计（论文） 23 来确定。在本设计中：盘式制动器取间隙为 0.2 mm。 另外制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或摩擦衬块的磨损而使间隙加大因此制动器必须设有间隙调整装置。当前盘式制动器的间隙调整均已自动化鼓式制动器采用间隙自动调整装置的也日益增多。 盘式制动器工作间隙的调整钳盘式制动器不仅制动间隙小而且制动盘受热膨胀后对轴向间隙几乎没有影响所 以一般都采用一次调准式间隙自调装置。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用的带有斜角的橡胶密封圈制动时密封圈的刃边是在活塞给予的摩擦力的作用下产生弹性变形与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时在密封圈达到极限变形之后活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了这一过 量间隙 31。 解除制动后活塞在弹力作用下退回直到密封圈的变形完全消失为止这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙 。 3.3 制动器制动力分配分析 对于一般汽车而言根 据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素当制动器制动力足够时制动过程可能出现如下三种情况： (1) 前轮先抱死拖滑然后后轮抱死拖滑。 (2) 后轮先抱死拖滑然后前轮抱死拖滑。 (3) 前、后轮同时抱死拖滑。 所以前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。 3.4 同步附着系数的选取 通过对汽车的受力分析可知制动时前后轮同时抱死对附着条件的利用制动时汽车的方向稳定性等均有利此时的前后轮制动器制动力 Fu1 和 Fu2 的关系曲线称 为理想的前后轮制动器制动力分配曲线。 在任何附着系数 的路面上前后轮同时抱死的条件是：前后轮制动器制动力之和等于附着力；并且前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力即： Fu1+Fu2= G (3.1) Fu1= Fz1 (3.2) Fu2= Fz2 (3.3) 毕业设计（论文） 24 图 3.6 受力分析图 查表得空载时前轴载荷占车重的 60%后轴占 40%满载时前轴载荷占车重的 55%后轴占 45% 由力矩平衡知 0MA (3.4) 其中： G 重力 Fu1， Fu2前后制动力 Fz1， Fz2地面对前后轮法向反作用力 前后制动器的理想制动力的分配关系式为 1122 2/421 uggugu FHGbHGLFHbGF (3.5) 其中 L轴距 ； a汽车质心距前轴距离 ； b汽车质心距后轴距离 附着系数 现在不少汽车的前后制动器制动力之比为一固定值常用前制动力与总制动力之比来表明分配比例称为制 动器动力分配系数用 表示即： uu FF /1 (3.6) 式中 Fu汽车制动器总制动力所以 Fu1/Fu2=（ 1-） / (3.7) 若用 Fu2=（ Fu1） 为一直线通过坐标原点且其斜率为： /1tg (3.8) 将 (3-4)代入 (3-6 得 ) LhL g02 因为所设计的轿车制动器为轻型轿车的盘式制动器而现代轿车的行使状况较好特别是高级公路的高速要求同步附着系数可选大些在此选取 0 =0.7 由于已毕业设计（论文） 25 经确定同步附着系数 代入数据得 分配系数 =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 5 制动器效能因数 制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩称为制动器效能因数（ BEF）来表示其效能 因数为 k=2f。 f-制动衬块实际上是增益系数。有如前节的分析所知： 在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩取 f=0.3 可使得结果接近 实际。 k=0.6 3 6 制动器制动力矩的计算 由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩： eg rqhLLGM )( 1m a x2 (3.12) 式中： ：该车所能遇到的最大附着系数； q：制动强度； er ： 车轮有效半径 ； max2M：后轴最大制动力矩； G：汽车满载质量； L：汽车轴距； 其中 q=ghaa )( 0 =55.0)7.075.0(0948.1 75.00948.1 =0.73 (3.13)故后轴max2M= 2159.075.0)55.073.023165.1(737.220250 =994.5 Nm 后轮的制动力矩为 994.5/2=497.2 Nm 前轴max1M= Tmax1f=max21 fT =0.732/(1-0.732) 994.5=2716.3 Nm (3.14) 前轮的制动力矩为 2716.3/2=1358.15 Nm 毕业设计（论文） 26 3.7 制动系统性能要求 对制动系统的要求有： 足够的制动能力包括行车制动和驻车制动； 行车制动至少有两套独立的驱动器的管路；用任意制动速度制动汽车都不应丧失操纵稳定性和方向稳定性； 防止水和污泥进入制动器工作表面； 要求制动能力的热稳定性好；操纵轻便。 3 7 1 制动时汽车的方向稳定性的要求 制动时汽车的方向稳定性常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。 制动过程中汽车维持直线行驶或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制 动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力 三种情况 32。 制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时汽车将偏离给定的行驶路径。因此常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。 制动跑偏的原因有两个 ： (1) 汽车左右车轮特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。 (2) 制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉） 前者是由于制动调整误差造成的是非系统的。而后者是属于系统性 误差。 侧滑是指汽车制动时某一 轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象 33。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死 34。 3 7 2 制动减速度 j 的要求 制动系的作用效果可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。 假设汽车是在水平的坚硬的道路上行驶并且不考虑路面附着条件因此制动力是由制动器产生。此时 )/(8.1e mrMj 总 (3.15) 式中 总M 汽车前、后轮制动力矩的总合。 总M = 21 uu MM =2716.3+994.5=3710.8 Nm er =431.8 mm=0.432 m m汽车总重 m=2025 kg 代入数据得 j=7.6 m/s2 毕业设计（论文） 27 轿车制动减速度应在大于 5 m/s2 ， 所以符合要求。 3 7 3 制动距离 S 的要求 在匀减速度制动时制动距离 S 为 S=1/3.6（ t1+ t2/2） V+ V2/(25.92j) (3.16) 式中 t1消除制动盘与衬块间隙时间 ， 取 0.1 s t2制动力增长过程所需时间 ， 取 0.2 s V=30 km/h 故 S=1/3.6（ 0.1+ 0.2/2） 30+ 302 /(25.927.6)=5.82 m 轿车的最大制动距离为： ST=0.1V+V2 /150 ST=0.1 30+302 /150=9 m SST 所以符合要求 。 3 7 4 制动力矩的要求 设计的制动器的制动力矩应足够满足其实际所需的力矩。 3 7 5 对车轮制动器的比能量耗散率的要求 轻型轿车制动减速度取 g6.0 ， 此时比能量耗散率不得大于 6.0 w/mm2。 3 7 6 对比摩擦力的要求 根据有关文献规定对鼓式制动器而言在 gj 6.0 时 2/48.0 mmnfo 但对盘式制动器而言可取大些 。 3 7 7 对热流密度的要求 热流密度一般不能大于 41 cal/cm2 防止制动盘出现热裂纹。 3 7 8 对衬块吸收功率pq的要求 pq应小于 1.85 kw/h 防止制动盘出现热衰退。 3 7. 9 对平均摩擦力 fmp的要求 毕业设计（论文） 28 f pm 的值不能大于 2480 Kpa 防止出现过大摩擦。 3 7 10 行车制动至少有两套独立的驱动器的管路 当其中一套失效时另一套应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%另外汽车装有行车和驻车制动装置。本设计采用交叉型双回路制动系统。它结构简单当行车制动时任一回路失效时剩余的总 制动力都能保证正常值的 50%但是一旦某一管路损坏成制 动力不对称此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动使汽车丧失稳定性 35。 因此这种方案适用于主销偏移距为负值（ 达 20 mm）的汽车上这时不平衡的制动力使车轮反向转动改善了汽车的稳定性。 3 7 11 防止水和污泥进入制动器工作表面 工作表面受水污泥污染后会使制动能力降低并加速工作面磨损。鼓式制动器能较好的防止泥土直接进入制动器通常不要求采取特殊措施。若后轮用盘式制动器在泥泞道 路上行车时易溅起泥土对此应防范。常用的防范措施是增加隔泥板 . 制动器表面浸水后将 会因 水的润滑作用使摩擦系数下降而造成水衰退出水后需要反复制动若干次才能恢复 36。 3 7 12 要求制动能力的热稳定性好 汽车下长坡连续和缓制动都可能由于制动器温度过高而导致摩擦系数降低这称为热衰退。制动器衰退后经过一段时间制动的缓和由于温度下降和摩擦材料表面得到磨合其制动能力可从新恢复。 3 7 13 操纵轻便 紧急制动只占制动总数的（ 5 10） %最大制动踏板力只允许比离合器踏板大。最大踏板力一般为 500 N（轿车） 700 N（货车）。手柄拉力在应急制动时以不大于 400 500 N 为宜；驻车制动不应 大于 500 N（轿车） 700 N（货车）。 3 7 14 紧急制动时踏板力的计算 踏板力： 1p21k1pd4 20p F (3.17) 其中：操纵机构传动比 74ip 取 5ip 毕业设计（论文） 29 制动主缸直径 d0=28 mm 总管路中油压 p 10.82 MPa 真空助力器的增力倍数 k 46 取 k 5。 效率 0.82 0.86 取 0.84 则 82.39472.22684.0 174 1511082.10)028.0(4 62 PF N 可见踏板力符合法律要求（ 350550 范围）。符合法律的要求。而且操纵较为轻便。 3 7 15 制动踏板行程的计算 制动踏板工作行程 02010 pp iS (3.18) 其中： pi （操纵机构传 动比）取 4 7；主缸活塞行程： Sa=（ 0.8 1.2） d0 依机械设计手册（五）。第七章液压缸。表 37.7 3.取 Sa=25 mm； 主缸推杆与活塞间隙： 010.2 mm； 主缸活塞空行程： 022 mm； 则得制动踏板行程为（ 4 7） （ 25 mm+0.2 mm+2 mm） =108.8 190.4 mm 法规要求不大于 150 200 mm 故符合法规要求。 3 7 16 其他 作用滞后性包括产生制动和解除制动的滞后时间应尽可能短。一旦牵引车或轿车之间的连接制动管路损坏牵引车应有压缩空气进一步漏失的装置。在行使过程中若牵引机构脱开列车之间的制动管路应立即断气而且挂车应能自动停驻。 为提高汽车列车的制动稳定性除保证列车各轴有正确的制动力分配线还应注意挂车之间各轴制动起作用的时间尤其是主挂车之间制动开始时间的协调。 当制动驱动装置的任何元件发 生故障并使其基本功能遭到破坏时汽车制动系应装有音响或光信等报 警装置 37。 3 8 摩擦衬片的磨损特性 摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。毕业设计（论文） 30 此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中致使制动器温 度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。 (1)比能量耗散率 比能量耗散又称为单位功负荷或能量负荷它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量 38。 双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率为 14/22211 tAvvme a (3.19) jvvt /21 (3.20) 式中 汽车回转质量换算系数 =1； ma汽车总质量； v1、 v2 汽车制动初速度与终速度。计算时轿车取 v1= 27.8 m/s， v2=0 j 制动减速度计算时取 j =0.6g； t 制动时间按下式计算 sgj vvt 6.46.0 8.2721 A1前制动衬片的摩擦面积； 制动分配系数。 则 732.03 6 9 0 06.4228.271650221 21211 tAvme a =1.37 2w/mm 轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0 w/mm2。比能量耗散率过高不仅会加速制动衬片 (衬块 )的磨损而且可能引 起制动鼓或盘的龟裂 27。 (2) 比滑磨功 Lf 磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功（设车辆的动能都消耗在制动器的滑磨功上）即比滑磨功 Lf来衡量： 2 2 m ax faaf LAvmL (3.21) 式中： ma：汽车总质量； A ：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积 初选 A1=370 2cm A 21 22 AA 2cm = 23693702 =1478 cm2 ； vamax =180 km/h=50 m/s； 毕业设计（论文） 31 fL：许用比滑磨功轿车取 1000 J/cm2 1500 J/ cm2 Lf=14782 5016502 =1395.5 J/cm2 属于 1000 J/ cm2 1500 J/ cm2 的范围内 故符合要求。 校核 32 第四章 校核 4.1 制动器的热容量和温升的核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件： Ltcmcmhhdd )( (4.1) 式中 ：dm制动盘的总质量；初选dm=20 kg hm与制动盘相连的受热金属件 (如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳 体等 )的总质量；初选hm=30 kg dc制动盘材料的比热容对铸铁dc=482 J (kgK)对铝合金 c=880 J (kgK)；dc=482 J/(kgK) hc与制动盘相连的受热金属件的比热容；hc=482 J/ (kgK) t 制动鼓 (盘 )的温升 (一次由 av =20 km/h到完全停车的强烈制动初选t =14 温升不应超过 15 )； 337400143048220482)( tcmcm hhdd J L满载汽车制动时由动能转变的热能因制动过程迅速可以认为制动生成的热能全部为前、后制动器所吸收并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器即 221 aavmL (4.2) )1(222 aa vmL (4.3) 式中 am满载汽车总质量；am=2025 kg av汽车制动时的初速度可取 va =20 m/s； 汽车制动器制动力分配系数 =0.732 221 aa vmL = 2964602 732.0202025 2 J 而 337400 296460 符合要求 所以制动器的热容量与升温符合要求 。 4.2 制动器的调试 4.2.1 制动盘的技术要求毕业设计（论文） 33 (1) 制动块接触面上须清洁干燥在装配、运输过程中不得粘有油污。 (2) 制动盘装上整车后上紧辐板螺栓后上紧力矩 70 80 Nm。 制动盘两摩擦表面的摆动量不大于 0.10。 (3) 制动盘材料： HT250 GB9439-88。 4.2.2 制动钳技术总成要求 (1) 装配前零部件应洗净吹干橡胶件应使用对其不产生腐蚀作用的清洗剂严禁使用矿物油装配中缸体内不得混入杂物。 (2) 装配活塞、密封圈前在钳体内孔及活塞上涂以规定的制动液以防止损伤工作面。装 配活塞 防尘罩 前在 其内侧 双环状 处涂以 适量的 7502 号硅脂（ ZBE40002-86）。活塞密封圈用橡胶润滑脂在 70 C 温度下浸渍 12小时装配时全部涂上橡胶润滑脂 GZ85011。装配活塞时必须注意活 塞密封圈不允许强行装入应用手将活塞缓缓推入钳体缸孔内。 (3) 装配轴销与支架及轴销套时配合面应涂橡胶润滑脂 GZ85011轴销套内部及密封处亦应涂橡胶润滑脂 GZ85011。 (4) 性能要求 ： 制动钳总成应符合 GB/T592-1999的规定。 (5) 制动钳进油口螺纹规格为 M101-6h。 (6) 制动钳总成及制动盘装配后在制动钳总成中建立 10 MPa的夜压然后解除压力旋转制动盘 5圈。用厚薄规检验两制动蹄片与制动盘的间隙间隙的和应在；0.10 mm 0.25 mm之间。同时检查制动盘拖滞扭矩 5 Nm。 (7) 同台车左 /右制动钳总成中应装配同一生产厂家的制动蹄片。 (8) 制动钳总成中制动蹄片应符合 GB5763-1998汽车用制动器衬片的规定。 4.2.3 前轮轮毂总成技术要求 (1) 前轮轮毂材料； 40 Cr。 (2) 前轮轮毂轴承试验条件应为： F1=2955 N（恒定） F2=591 N（交变）作用下疲劳耐久试验相当于 10万公里疲劳耐久试验后轴承不能有烧伤、卡滞、损坏等异常现象。轴承在试验过程中温升不超过 232 C 。 (3) 轮毂轴承油封耐久性试验：泥水 应符合 JISZ8901 8级混合比 5%向油封喷泥水 1小时转速 300 r/min停止喷泥水 1小时转速 1000 r/min温度：室温。试验 100小时后不应有泥水通过油封进入轴承。 (4) 轴向游隙： 0.01 mm 0.025 mm。轴承内预先填充适量油脂。油脂性能应满足轮毂轴承试验条件的要求。 毕业设计（论文） 34 (5) 辐板螺栓应压入到位压入后在 150 Nm扭矩作用下不能转动。 (6) 辐板螺栓材料： 35CrMo 机械性能等级： 9.8 级。 100%磁力探伤无裂纹探后退磁处理 。 最后由计算分析所得结果绘制出盘式制动器总成装配图 如图 4.1 所示 图 4.1 盘式制动器总成装配图 结论 35 结论 本次设计的 是 轿车前轮盘式制动器 ， 由于盘式制动器它的热热稳定性与水稳定性 较 好 ， 所以在当前与不久的将来将会有 更 好的发展与应用 ， 比起现在比较广泛使用的鼓式制动器盘式制动器不论是在制动距离还是在制动稳定性方面都有很大的优势 ， 从而大大的提高的汽车的安全性降低了事故的几率。 在本次设计中借鉴参考了一些国外的先进的盘式制动器的设计理念。通过对轿车制动系统的主要参数进行分析 ， 确定了前轮为浮钳盘式制动器 ， 并进行了结构分析及设计计算 ， 并绘制出了前轮制动器装配图、 制动盘的零件图相关评价指标也完全符合。最后设计的轿车