盘式制动器的设计和优化设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 摘要 制动器是制动系统的重要组成部分，本论文主要介绍了商务车的制动器设计。盘式制动器制动效能更好，且尺寸和质量都相对较小，散热性能好，且所设计商务车的发动机转矩和功率较大，车速较高，整体性能较好，属于中高档车，故本设计前后轮均选用了浮钳盘式制动器。 基本结构选定后本论文对制动器展开了以下设计。第一制动系的参数：包括制动力分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率以及最大制动力矩等参数的选择计算；第二制动器及其零部件：制动盘、制动钳体、摩擦衬块等制动器零部件的尺寸计算与材料选择；第三驻车制动：本设计选 用了后轮驻车制动，在后轮盘式制动器上加装了驻车制动的机械结构；第四制动驱动机构：制动轮缸、制动主缸、以及踏板行程的设计计算。 上述完毕后对所设计的制动器进行了制动减速度与制动距离的验算，对制动效能的稳定性以及制动时的方向稳定性进行了分析，并用 MATLAB 绘图功能绘制出了前后轴制动力分配曲线，上述均符合设计要求，验证了该制动器设计的合理性。最后，根据设计与计算用 CAD 绘制出了该商务车制动器的装配图和制动钳体、制动盘、摩擦衬块等零件图。 关键词 ：盘式制动器； CAD； MATLAB；设计刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 II Design and optimization of disc brake Abstract Brake is an important part of brake system, this paper mainly introduces the design of commercial vehicle brake. because the disc-brake braking performance isbetter, and size and quality are relatively small, thermal performance is good, and the commercial vehicle designed torque and power is larger, high speed, good performance, belongs to high-grade car, so this design sense are chosen floating disc brakes. This paper start the following steps after selecting the basic structure. First, theparameters of braking power distribution coefficient include: adhesion coefficient, synchronous adhesion coefficient, strength, and brake, and maximum braking torque parameters calculation, etc. The second brake and its components: the brake disc and calliper, friction lining block size of components etc brake calculation and material selection, The third in the design in the rear brake selection in the rear brake disc, install the parking brake on the mechanical structure, Fourth: brake wheel drive mechanism brake cylinder, the brake pedal stroke the cylinder, and the design calculation. After the design of brake ,this paper start the checking of braking decelerationand braking distance, analyzed the stability of braking efficiency and braking direction, and drawn out with MATLAB braking force distribution curve, above all comply with the design requirements, and verifies the rationality of the design of the brakes. Finally, according to the design and calculation using CAD drawing brake assembly and brake caliper disc brake, piston, liner, friction parts ,at the same time ,the paper also carried a three-dimensional modeling. Key words： brake； disc； CAD； MATLAB； design目录 III 目录 摘 摘要 .I Abstract . II 绪论 . .1 1.1 制动系统的基本概念 . . .1 1.2 制动系统研究现状 . 1 1.3 课题主要内容 .1 1.4 课题研究方案 .2 2 制动器的结构形式选择 .4 2.1 钳盘式制动器结构形式简介 .4 2.2 钳盘式制动器的优缺点 .4 2.3 车制动器结构的最终选择 .4 3 制动系的主要参数及选择 . . . .5 3.1 制动力与制动力矩计算 .5 3.2 盘式制动器主要参数的确定 .7 4 制动器的设计计算 .9 4.1 摩擦衬块的磨损特性计算 . . .9 4.2制动器热容量和温升核算 . .11 5 制动器主要零部件的结构设计与计算 .12 5.1 制动盘 .12 5.2 制动钳 .12 5.3 制动块 .13 5.4 摩擦材料 .13 5.5 制动轮缸 .14 5.6 制动间隙的调整方法及相应机构 .14 6 制动驱动机构的结构形式选择与计算 .16 6.1 制动管路的多回路系统 .16 6.2 液压制动驱动机构的设计计算 .16 7 制动性能分析 .20 结 论 .22 致谢 .23 参考文献 .24 附录 A 英文翻译 . .25 附录 B MATLAB 编制制动力分配曲线 .32华东交通大学毕业设计 1 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 2 华东交通大学毕业设计 3 1 绪论 1.1 制动系统的基本概念 ： 使行驶中的汽车减速甚至 停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已停驶的汽车保持不动，这些作用统称为制动；汽车上装设的一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的制动，这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力；这样的一系列专门装置即称为制动系。 这种用以使行驶中的汽车减速甚至停车的制动系称为行车制动系；用以使已停驶的汽车驻留原地不动的装置，称为驻车制动系。这两个制动系是每辆汽车必须具备的。 制动系统是评价汽车安全性的一个重要因素，也 是汽车的重要组成部分之一。当今汽车行业已经非常发达，人类对汽车的性能要求也越来越高。一款安全、轻便、环保、经济的制动系统可以大大提高汽车的性能。这也是汽车设计人员不断追求的目标。 1.2 制动系统研究现状： 汽车制动器未来的发展重点是浮钳式盘式制动器。尤其在前轮安装的通风盘式制动器又是发展重点。另外，作为需要在增大制动力的一种制动产品，双盘式制动器在商用车应用的气压式双盘式制动器将是未来发展的方向。在后轮盘式制动器中，带驻车制动器功能的盘中鼓式制动器将是未来发展的一种趋势。随着BBW 技术的发展，盘式 电动制动器是未来发展的重点方向。 另外，现代汽车制动控制技术正朝着电子制动控制方向发展。全电制动控制因其巨大的优越性，将取代传统的以液压为主的传统制动控制系统。同时，随着其他汽车电子技术特别是超大规模集成电路的发展，电子元件的成本及尺寸不断刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 4 下降。汽车电子制动控制系统将与其他汽车电子系统如汽车电子悬架系统、汽车主动式方向摆动稳定系统、电子导航系统、无人驾驶系统等融合在一起成为综合的汽车电子控制系统，未来的汽车中就不存在孤立的制动控制系统，各种控制单元集中在一个 ECU 中，并将逐渐代替常规的控制系统，实现车辆控制 的智能化。但是，汽车制动控制技术的发展受整个汽车工业发展的制约。有一个巨大的汽车现有及潜在的市场的吸引，各种先进的电子技术、生物技术、信息技术以及各种智能技术才不断应用到汽车制动控制系统中来。同时需要各种国际及国内的相关法规的健全，这样装备新的制动技术的汽车就会真正应用到汽车的批量生产中。 1.3 课题主要内容： 整车性能参数： 驱动形式： 4 2 前轮； 轴距： 2471mm； 轮距前 /后： 1429/1422 mm 整备质量： 1060kg； 最高车速： 180km/h； 最大爬坡度： 35%； 空载时前轴分配负 荷： 60%； 制动距离（初速 30 km/h）： 8m； 最小转弯半径： 11m； 最大功率 /转速： 74/5800kW/rpm； 最大转矩 /转速： 150/4000N.m/rpm； 轮胎型号： 185/60R14T； 手动 5 挡 1.4 课题研究方案： (1) 查阅汽车制动的相关资料，根据使用条件，确定钳盘式制动器的结构； (2) 在 =0.7 的路面上制动时，计算地面制动力、制动器制动力，制动力矩等； (3) 设计制动器操纵机构，对制动主缸，制动轮缸进行选型，绘制液压管路图等； (4) 绘制所有零件图和装配图； (5) 英文文献翻译，要求英文单词不少于 2000 个。 华东交通大学毕业设计 5 2 制动器的结构形式选择 2.1 钳盘式制动器结构形式简介 定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。 浮动盘式制动器：浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动；另 一种是制动钳体可绕一支承销摆动。故有滑动和摆动之分，其中滑动应用的较多。它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动活动制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的 (摩擦表面对背面的倾斜角为 6左右 )。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均 匀 (一般约为l mm)后即应更换。这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小。 2.2 钳盘式制动器的优缺点 （ 1） 热稳定好，原因是一般无自行増力作用，衬块摩擦表现压力分布较鼓式中的衬片 更为均匀，此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退，制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题，因此，前轮采用盘式制动器。 汽车制动时刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 6 不易跑偏。 （ 2） 水稳定性好，制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能降低不多，又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一，二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。 （ 3） 制动力矩与汽车运动方向无关。 （ 4） 易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。 （ 5） 尺寸小，质量小，散热良好。 （ 6） 压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。 （ 7） 更换衬块简单容易。 （ 8） 衬块与制动盘之间的间隙小（ 0.05-0.15mm） ，从而缩短了制动协调时间。 （ 9） 易于实现间隙自动调整。 （ 10）能方便地实现制动器磨损报警，以便及时更换摩擦衬块。 盘式制动器的主要缺点： （ 1） 难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。 （ 2） 兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。 （ 3） 在制动驱动机构中必须装有助力器。 （ 4） 因为衬块工作表面小，所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。 2.3 车制动器结构的最终选择 本次设计，采用浮动钳盘式制动器 3.制动器主要参数及其选择 整车性能参数： 驱动形式： 4 2 前轮； 轴距： 2471mm； 轮距前 /后： 1429/1422 mm 整备质量： 1060kg； 最高车速： 180km/h； 最大爬坡度： 35%； 空载时前轴分配负荷： 60%； 制动距离（初速 30 km/h）： 8m； 最小转弯半径： 11m； 最大功率 /转速： 74/5800kW/rpm； 最大转矩 /转速： 150/4000N.m/rpm； 轮胎型号： 185/60R14T； 由于这些参数都是空载数据，所以不能直接使用，需自行设定载人情况下数据，自行设定如下： 质心高度：空载 690mm ； 满载 710mm 质心到前轴的距离：空载 1220mm ； 满 载 1271mm 质心到后轴的距离：空载 1251mm ； 满载 1200mm 总质量： 2145kg ； 前轴载荷：空载 828kg 满载 1015kg 后轴载荷：空载 770kg 满载 1130kg 华东交通大学毕业设计 7 3.1 制动力与制动力矩计算 当时初始速 30 km/h，刹车距离 8m。 根据 vt2-v02=2as， FB=ma 得 a=4.34m/s 其中 =0.7，根据如下公式 （ 3-1）计算 )()( 221 ggB qhLLGLhFLLGF )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF （ 3-1） 得1F 10151N 2F4564N 得 qhLLGGqFF gBB )( 021 （ 3-2） qhLLGGqFF gBB )()1()1( 012 （ 3-3） 求得 Fb1=1F 10151N Fb2=2F 4564N 前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为： 1 m a x 1 2()f e g eGT Z r L h rL 3705N 2 m a x 1 m a x1ffTT1665N 盘式制动器的计算用简图如图 3-4 所示，假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 fNRT f 2 （ 3-4） 式中： f 摩擦系 数，取值 0.4； N 单侧制动块对制动盘的压紧力 R 作用半径，取为 133mm。 汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图 3-5所示。由该图可得出汽车上坡停驻的后周车轮的附着力为： )s inc o s( 12 ga hLLgmZ 同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： )s inc o s( 12 ga hLLgmZ 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 8 图 3-5 汽车在上坡路上停驻时的受力简图 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角 ， ，即由 s in)s inc o s( 1 gmhLL gm aga 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为： ghLL 1arc tan（ 3-6） 在本设计中： 17.257107.0257613967.0a r c t a na r c t a n 1 ghLL 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为： 1a r c t a ngLLh 在本设计中： 64.177107.0257613967.0a r c t a na r c t a n 1ghLL 本设计最大驻坡度不大于 350C，满足要求。 3.2 盘式制动器主要参数及选择 （ 1）制动盘直径 D 华东交通大学毕业设计 9 制动盘直径 D 应尽可能取大些，这是制动盘的有效半径得到增大，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 70 79，而总质量大于总质量大于 2t 的汽车应取上限。 在本设计中： 7 9 % 7 9 % 1 6 2 5 . 4 3 2 1 . 0 5 6rD D m m 取 D=320mm （ 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 度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取 10mm-20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为 20mm-50mm,但多采用 20mm-30mm。 在本设计中：前制动器采用通风盘，取厚度 h=25mm；后制动盘采用实心盘，取厚度 h=12mm （ 3）摩擦衬块内半径1R与外半径2R推荐摩擦衬块外半径2R与内半径1R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，接触面积减小，最终将导致制动力矩变化大。 在本设计中 ： 取1R=110mm, 2R=154mm （ 4） 摩擦衬快工作面积 A 一般摩擦衬快单位面积占有汽车质量在 1.6kg/ 2cm -3.5kg/ 2cm 范围内选取，考虑到现今摩擦材料的不断升级，此范围可适当扩大些。本次设计使用半金属摩擦材料，其摩擦系数优于石棉材料。故取前轮制动器的摩擦衬块工作面积 75 2cm ；后轮制动器的摩擦衬块工作为 70 2cm 。 4.制动器的设计计算 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 10 4.1 摩擦衬块的磨损特性计算 摩擦衬片 (衬块 )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。此时由于在短时间内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，则衬片 (衬块 )的磨损愈严重。 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率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，其单位为 2/ mmW 。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 221211221222()122()1 ( 1 )22aam v vetAm v vetA （ 4.1） j vvt 21 式中： 汽车回转质量换算系数； am 汽车总质量； 1v ， 2v 汽 车 制 动 初 速 度 与 终 速 度 ， sm/ ；计算得1v =100 /km h 27.8 /ms； j 制动减速度， m s2，计算时取 j=0 6g； t 制动时间， s ； 21,AA 前、后制动器衬片 (衬块 )的摩擦面积； （ 21 11.321 cmA ； 22 50.558 cmA ） 制动力分配系数。 在紧急制动到 02 v 时，并可近似地认为 1 ，则有 1211 221tAvme a ； )1(2212212 tAvme a （ 4.2） 华东交通大学毕业设计 11 把个参数值代入上式得 12 2 7 . 8 4 . 7 2 8 ( )0 . 6 9 . 8vvtsj 221211 /02.269.0100300728.428.27214521221 mmWtAvme a 222212 /97.0)69.01(100280728.428.27214521)1(221 mmWtAvme a 比能量耗散率过高会引起衬片（衬块）的急剧磨损，还可能引起制动鼓或制动盘产生龟裂。推荐：取减速度 j=0.6g，制动初速度1v：轿车用 100km/h、总质量小于 3.5t 的货车为 80km/h、总质量在 3.5t 以上的货车用 65km/m，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1.8W/ 2mm 为宜。取同样的1v和 j 时，轿车的盘式制动器的比能量耗散率以不大于 6.0 2/W mm 为宜。式中 t 为 100Km/h 时的制动时间，其值为 4.728s 。12,AA为前后制动器摩擦衬片面积。 0.69 ，求得21 2 . 0 2 /e W m m ， 22 0 . 9 7 /e W m m ，符合要求。 磨损和热的性能指标也可用衬块在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬块面积的滑磨功，即比滑磨功fL来衡量： 2m a x2aaffmvLLA （ 4.3） 式中：am 汽车总质量， kg； maxav 汽车最高制动车速， m/s A 车轮制动器各衬块的总摩擦面积， 2cm fL 许用比滑磨功，对轿车取 221 0 0 0 / 1 5 0 0 /fL J c m J c m :可求得： 2 22 1 4 5 2 7 . 8 1 4 2 9 /2 5 8 0fL J c m，满足要求。 4.2 制动器的热容量和温升核算 应核 算制动器的热容量和温升是否满足如下条件： 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 12 d d h hm c m c t LV（ 4.4） 式中：dm 各制动盘的总质量，为已知 4Kg hm 与各制动盘相连的金属（如轮毂、轮辐、制动钳体等）总质量，为 5kg dc 制动盘材料 的比容热，对铸铁 C=482J/(kgg K)；对于铝合金 C=880 J/(kgg K) hc 与制动盘相连的受热金属件的比容热； tV 制动盘的温升（一次由 30 /av km h到完全停车的强烈制动，温升不应超过 15 C ）； L 满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后制动力的分配比率分配给前后、制动器，即 21 2aavLm （ 4.5） 22 (1 )2aavLm （ 4.6） 求得： 2 418 . 3 32 1 4 5 0 . 6 9 5 . 1 3 1 0 ( )2LJ 2 428 . 3 32 1 4 5 0 . 3 1 2 . 3 1 1 0 ( )2 所以： 412 5 . 1 3 2 . 3 1 7 . 4 4 1 0 ( )L L L J 式中 am 汽车满载总质量，为 2145Kg av 汽车制动时的初速度 汽车制动 器制动力分配系数，为 0.7 核算： 4( 4 8 8 0 5 4 8 2 ) 1 5 8 . 9 0 1 0 ( )d d h hm c m c t J V47.44 10L 故，满足以下条件： d d h hm c m c t LV5 制动器主要零部件的结构设计 5.1 制动盘 华东交通大学毕业设计 13 制动盘一般用珠光体铸铁制成，或用添加 ,irNC等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼貌形。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。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。 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。参考表 5.1 表 5.1 一些轿车制动盘的表面跳动量、两侧表面的平行度及不平衡量 车型 表面跳动量 /mm 两侧表面的不平行度 /mm 静不平衡量 /N.cm 奥迪、红旗 0.03 0.01 0.5 云雀 0.05 0.03 1.5 奥拓 1.0 根据有关文献规定：制动盘两侧表面不平行度不应大于 0.008mm,盘的表面摆差不应大于 0.1mm；制动盘表面粗糙度不 应大于 0.06mm。 本次设计采用的材料为合金铸铁，结构形状为礼帽形，前通风盘，后 5.2 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 制造，也有用轻合金制造的。例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳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，将活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。为了解决因制动钳体由铝合金制造而减少 传给制动液的热量的问题，减小了活塞与制动块背板的接触面积。 制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥，水进入制动钳，位于车轴后则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。 因此本次设计采用可锻铸铁，整体式、镀铬处理，前制动钳位于车轴后，后制动钳位于车轴前。 5.3 制动块 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 14 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粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形，正方形或圆形的。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 而引起制动液汽化和减小制动噪声，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原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。 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。本次设计取衬块厚度 14mm，有隔热减震垫，有报警装置。 5.4 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。 以往车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂 (由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成 )与噪声消除剂 (主要成分为石墨 )等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。 表 5.2 摩擦材料性能对比 材料 性能 有 机 类 无 机 类 制法 编制物 石棉模压 半金属模压 金属烧结 金属陶瓷烧结 硬度 软 硬 硬 极 硬 极硬 密度 小 小 中 大 大 承受负荷 轻 中 中 -重 中 -重 重 摩擦系数 中 -高 低 -高 低 -高 低 -中 低 -高 摩擦系数稳定性 差 良 良 良 -优 优 常温下的耐磨性 良 良 良 中 中 华东交通大学毕业设计 15 高温下的耐磨性 差 良 良 良 -优 优 机械强度 中 -高 低 -中 低 -中 高 高 热传导率 低 -中 低 中 高 高 抗振鸣 优 良 中 -良 差 差 抗颤振 - 中 -良 中 - - 对偶性 优 良 中 -良 差 差 价格 中 -高 低 -中 中 -良 高 高 带式中央制动器采用编织材料，它是先用 长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在 100 120温度下，它具有较高的摩擦系数 (f =0.4 以上 )，冲击强度比模压材料高 4 5 倍。但耐热性差，在 200 250以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。表 5-2 为不同摩擦材料性能对比。 此次设计综合考虑各种材料，采用性能更好、环保效果更好的半金属材料。摩擦系数为 f=0.4 5.5 制动轮缸 制动轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需镗磨。 5.6 制动器间隙的调整方法及相应机构 制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般来说盘式制动器的制动间隙为 0.1mm-0.3mm（单侧 0.05mm-0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙应尽量的小。考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此制动器在冷态下的间隙应有试验确定。本设计制动间隙取为 0.2mm。 图 5.2 制动间隙的自调装置 1-制动钳体； 2-活塞； 3-活塞密封圈 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 16 另外，制动器在工作过程中会 由于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机构。当前，盘式制动器的调整机构已自动化。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，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。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。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。 6.制动驱动机构的结构形式选择与设计计算 为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。 6.1 制动管路的多回路系统 为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双管路的，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路 ，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路扔能可靠地工作。 华东交通大学毕业设计 17 图 6.4 双轴汽车液压双回路系统的五种分路方案 1 双腔制动主缸； 2 双回路系统的一个分 路； 3 双回路系统的另一个分路 2 图 6.4 所示为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度，制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。 3 图 6.4（ a）为前，后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸（或单制动气室）鼓式制动器相配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛，这一分路方案若后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮 驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。 4 图 6.4(b)为前、后轮制动管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即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，称交叉型，简称 X型。其结构也很简单，一回路失效时仍能保持 50%的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前，后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一 侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值（至 20mm），这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。多用于中、小型轿车。 5 图 6.4(c)的左右前轮制动器的半数轮缸与全部后制动器轮缸构成一个独立的回路；而两前制动器的另半数轮缸构成另一回路。可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称 HI型。 6 图 6.4(d)的两个独立的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的型式 LL 型。 7 图 6.4(e)的两个独立的 回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称 HH 型。这种型式的双回路系统的制动效能最好。 8 HI、 LL、 HH 型的结构均较型、 X 型复杂，综合以上各个管路的优缺点，本设计最终选用 X 型回路系统。 刘乃丰 :盘式制动器的设计和优化 18 6.2 液压制动驱动机构的设计计算 制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力 P 与轮缸直径wd及制动轮缸中的液压P 有如下关系： pPdw 2（ 6.1） 式中： p 考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压， p = 812MPa。本设计制动轮缸液压取 12MPap 对于 P 因为 PRTBF f=2f 则 T2f fPR， 另外由公式（ 4.7） fNRTf 2。经受力分析可知单侧制动块对制动 盘的压紧力 N 应等于制动轮缸对制动块的作用力 P。所以2 fTPfR，又因为制动器对 前后轮的最大制动力矩为已知 。 求得前轴1 17411PN， 后轴2 7824PN，带入公式（ 6.1） 则1 4 2 .9 9Wd m m2 2 8 .8 2Wd m m制动管路液压在制动时一般不超过 10 12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小， 但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。 根据 GB7524-87 轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为： 14.5， 16， 17.5， 19， 22， 24， 25,28， 30， 32， 35， 38， 40， 45， 50，55mm。 故在本设计中前轴轮缸直径选为 46mm， 后轴轮缸直径选为 30mm 一个轮缸的工作容积： nww dV 1 24 （ 6.2） 式中：wd 一个轮缸活塞的直径； n 轮缸的活塞数目； 一个轮缸活塞在完全制动时的行程： 4321 在初步设计时，对鼓式制动器可取 =2 2.5mm。（取 =2.5m