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盘式制动器CAD
CAD盘式制动器
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3汽车整车参数计算华晨宝马三系 整备质量1510Kg满载质量满载质心高轴距满载质心距前轴距离最大车速轮胎规格1990Kg550mm2810mm1405mm210km/h225/50 R17即车轮名义断面宽度为225mm，扁平率为50%，轮毂名义直径为17英寸，转化过来为17*25.4=431.8mm故车轮有效半径为r=431.8/2+225*50%=328.4mm4制动系的主要参数及其选择 4.1 制动力与制动力分配系数设前后轮制动器的制动力为、，理想的前后轮制动器动力分配曲线公式：满载时： 式中：前轴车轮的制动器制动力,N后轴车轮的制动器制动力,NG汽车重力，N 汽车质心离后轴距离,mm 汽车质心高度 ，mm L汽车轴距，mm代入数据：对于轿车而言，满载时的同步附着系数，满足要求 选定 代入数据：所以制动分配系数=0.634.2制动强度和附着系数利用率当最大制动力制动强度附着系数利用率当时，前轮先抱死最大制动力制动强度附着系数利用率当时，后轮先抱死最大制动力附着系数利用率4.3制动器最大制动力矩按所遇路面良好一个前后轮的最大制动力矩分别为：4.4制动因数对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2,此处f为盘与制动衬块间的摩擦系数，于是钳盘式制动器的制动器因数为BF=2f=2X0.3=0.6。4.5驻车计算 图4汽车在上坡路上停驻时的受力情况根据受力图不难得出停驻时的后桥附着力为：汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为：汽车可能停驻的极限上坡路倾角，可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得，即由得到式中，是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。代入数据得同理可得下坡极限坡路倾角代入数据得5盘式制动器制动器的设计5.1制动盘直径制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%79%，取75%。由于轮胎规格为225/50 R17 17英寸即431.8mm，所以制动盘直径D=431.875%=323.85，为方便加工及保证尺寸的一致性，在此将尺寸取整，故取320mm；验算：320/431.8*100%=74.1%，满足70%79%要求。制动盘直径为70%79%轮辋直径，根据轮辋提供给制动器的可利用空间，并本着制动盘直径尽可能大的原则及运动时不发生干涉。初选制动盘的直径d140mm。5.2制动盘厚度制动盘厚度h对制动盘质量和工作时的温升有影响，为使质量小些，制动盘不宜取得很大，为了减少温升，制动盘厚度又不宜取得过小，制动盘可以作成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道，而我所选的车型制动器采用的便是通风盘式，而通风式制动盘厚度取为20 50mm,采用较多的是20 30mm,取25mm。5.3摩擦衬块外半径 内半径推荐摩擦衬块外半径R2,与内半径R的比值不大于1.5。若此比值偏大，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。取,由于摩擦衬块外径略小于制动盘半径=160故取160mm所以5.4制动衬块工作面积A由于制动衬块为扇形，选定其到圆心的夹角为60所以5.5摩擦衬块摩擦系数f选择摩擦衬块时,不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5， 一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，为使计算结果接近实际，取f=0.3。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料，故选用粉末冶金材料。5.6制动衬块的设计计算假定衬块的摩擦面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为式中f为摩擦系数;为单侧制动块对制动盘的压紧力;R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，其径向宽度不是很大，取R等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。平均半径为式中，为摩擦衬块扇形表面的外半径和内半径。 有效半径是扇形的面积中心至制动盘中心的距离， 式中，因为m1，故，且m越小，两者差值越大。应当指出，若，m过小，即扇形的径向的宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立， 则上述计算方法也就不适用。m值一般不小于0.65。制动盘工作面的加工精度应达到下述要求:平面度公差为0.012mm,表面粗糙度R,值为0.7 1.3m，两摩擦表面的平行度公差不应大于0.05mm,制动盘的端面圆跳动公差不应大于O.03mm。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。5.7衬片磨损特性的计算摩擦衬片(衬块)的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(制动盘)的材质及加工情况，以及衬片(衬块)本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能(动能和势能)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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片(衬块)的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片(衬块)的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片(衬块)单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。 双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为式中，-汽车总质量（t）-汽车回转质量换算系数；-制动器初速度和终速度（m/s）；j-制动减速度（）；-前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（）；-制动力分配系数。 在紧急制动到停车的情况下，并认为，故 据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8为宜，计算时取碱速度j=0.6g。制动初速度：乘用车用100km/h(27. 8m/s);总质量3.5t以下的商用车用80km/h(22.2m/s);总质量3.5t 以上的商用车用65km/h(18m/s)。乘用车的盘式制动器在同上的和j的条件下，比能量耗散率应不大于6.0。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8。比能量耗散率过高不仅引起衬片(衬块)的加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。即乘用车的盘式制动器在（27.8m/s）和j=0.6g条件下，由于设计驱动轮制动器仅计算后摩擦衬块的摩擦特性代入数据得 另一个磨损特性指标是衬片(衬块)单位摩擦面积的制动器摩擦力，化摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为 式中，为单个制动器的制动力矩；R为衬块平均半径或有效半径；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。当前轮处于最大制动力矩时，代入数据为: 当后轮处于最大制动力矩时，代入数据为: 6制动器主要零部件的结构设计6.1制动盘制动盘结构形状有平板形和礼帽形，由于所设计的是钳盘式制动器，故采用后者即礼帽形制动盘，其圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，所设计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。制动盘工作面的加工精度应达到下述要求:平面度小于等于0. 01mm,表面粗糙度值小于等于0.06mm，两摩擦表面的不平行度小于等于0.01mm，制动盘的端面圆跳动小于等于0.03mm。6.4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。经过综合考虑，制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁铸造，为保证足够的强度和耐磨性能，其牌号为HT250。摩擦衬块选用减少污染和对人体无害的粉末冶金材料。7制动驱动机构的设计与计算6.2制动钳制动钳由球墨铸铁QT400-18制造，做成整体的，其外缘留有开口，以便不必拆下制动器便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由钢制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面要进行镀铬处理。6.3制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或连接在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形的。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。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液气化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等特点，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。一般情况下，轻型汽车的摩擦块厚度在7.5 mm16 mm之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在14 mm22 mm之间。许多盘式制动器装有摩擦衬块达到磨损极限时的报警装置，以便能及时更换摩擦衬块。7.1制动驱动机构的形式 制动驱动机构将来自驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。 根据制动器各方面综合考虑采用液压市制动驱动机构 液压式驱动机构: 优点: a.制动时可以得到必要安全性，因为液压系统内系统内压力相等，左右轮制动同时进行; b.易保证制动力正确分配到前、后轮，因为前、后轮分泵可以做出不同直径;c.车振或悬架变形不发生自行制动;，d.不须润滑和时常调整;缺点: a当管路一处泄漏，则系统失效;b低温油液变浓，高温则汽化;c不可长时间制动。 但综合来看，油压制动还是可取的，且得到了广泛的应用。7.2分路系统为了提高制动工作可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式:图4分路系统1)一轴对一轴()型，如图a所示，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路(“型”是其形象的简称，下同)。 2)交叉(X)型，如图b所示，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。 3)一轴半对半轴(HI)型，如图c所示，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一回路。4)半轴一轮对半轴一轮(LL)型，如图d所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。5)双半轴对双半轴(HH)型，如图e所示。每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。型的管路布置较为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动.器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是货车上用得最广泛。这种形式若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的轿车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足(小于正常情况下的一半)，并且若后桥负荷小于前轴，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。 X型的结构也很简单。直行制动时任一- 回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，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。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值(达20mm)的汽车上。这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车稳定性。HI、HH、LL型结构都比较复杂。LL型和HH型在任一回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况下相同。LL型和HH型的剩余总制动力可达正常值的50%左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮很容易先抱死。所以本次设计选择X型的布置方案。8液压制动驱动机构的设计计算8.1制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动蹄(块)施加的张开力与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为制动管路压力一般不超过1012MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格，但驱动机构越紧凑。轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选（HG2865-1997)，具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。我们这里油压选取12MPa，代入数据得到后轮轮缸直径45mm，前轮轮缸直径为35mm。8.2制动主缸直径的确定 第i个轮缸的工作容积为 式中，为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，制动器可取=2.02.5mm，这里取=2mm 前轮制动器单个轮缸工作容积 后轮制动器单个轮缸工作容积 轮缸的总容积： =2（3178+1924）10204 在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为：对于乘用车主缸活塞行程和活塞直接为 一般=
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