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定钳盘式 制动器 设计

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目 录第1章 绪论1第2章 制动器的设计原则42.1汽车盘式制动器42.2盘式制动器的结构与工作原理42.3 制动器设计的一般原则62.3.1制动驱动机构的选择72.3.2制动管路的选择7第3章 制动器结构设计93.1的主要技术参数93.2 制动系统的主要参数选择及计算83.2.1同步附着系数93.2.2制动强度和附着系数利用率113.2.3制动器最大制动力矩123.2.4 制动器因数123.3 制动器的结构参数与摩擦系数133.3.1制动盘结构参数133.3.2摩擦衬块的结构参数143.4 制动器主要零件的结构设计163.4.1制动底板163.4.2制动轮缸163.4.3制动盘163.4.4制动钳163.4.5摩擦材料163.4.6摩擦衬块183.4.7制动摩擦衬片183.4.8制动间隙18第4章 制动系统驱动机构的设计194.1 制动轮缸设计194.1.1 制动轮缸直径与工作容积194.1.2 制动轮缸活塞宽度与筒壁宽度204.2 制动主缸设计214.2.1 制动主缸直径与工作容积214.2.2 制动主缸活塞宽度与筒壁宽度224.3制动主缸行程的计算224.4制动踏板力与踏板行程234.5真空助力器244.6制动力分配调节装置25参考文献28第1章 绪 论1.1制动器的介绍与特点 现在，盘式制动器在汽车上已经越来越多地被采用，特别是在轿车上已被广泛采用。盘式制动器在液力助力下制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，其制动效能远高于鼓式制动器，而且空气直接通过盘式制动盘，故盘式制动器的散热性很好。但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。 汽车制动系可分为行车、驻车、应急、辅助内部分装置。任何制动装置都具有供能装置、控制装置、传动装置和制动器四个部分组成。较为完善的制动系还具有制动力调节装置，以及报警装置、压力保持装置。 盘式制动器多用于汽车的前轮，有不少车辆四个车轮都用盘式制动器。制动盘装在轮级上、与车轮及轮胎一起转动。当驾驶员进行制动时，主缸的液体压力传递到盘式制动器。该压力推动摩擦衬片靠到制动盘上，阻止制动盘转动。 现在，盘式制动器在汽车上已经越来越多地被采用，特别是在轿车上已被广泛采用，在很多中高级轿车上，前后轮都已经采用盘式制动器。盘式制动器在液力助力下制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，其制动效能远高于鼓式制动器，而且空气直接通过盘式制动盘，故盘式制动器的散热性很好。但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。 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。 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，因而导致定钳（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；而定钳的外侧无油缸，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，定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，又采用定钳可将活塞和油缸等精密件减去一半，造价大为降低。 第2章 制动器的设计原则制动器设计的一般原则1 制动器效能，指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。在评比不同结构形式的制动器效能时，常用一种称为制动效能因数的无因次指标。制动效能因数的定义为：在制动鼓和制动盘的作用半径上所得到的摩擦利于输入力之比。2 制动器效能恒定性，即汽车高速行使或下长坡连续制动时汽车制动效能保持的程度。如前所述，影响摩擦因数的因素包括摩擦副材料、摩擦副表面温度和水湿程度。因为制动过程是及时把汽车行驶的动能通过制动器吸收转化为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷状态时的制动效能，已成为设计汽车制动器时要考虑的一个重要问题。由于领蹄的效能因数大于从蹄，稳定性却比从蹄差，因此各种鼓式制动器的效能因数取决于两蹄的效能因数，故就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在着效能本身与其稳定性的矛盾。而盘式制动器的制动效能最为稳定。要求制动器的热稳定性好，除选择其效能因数对摩擦系数敏感性较低的制动器类型外，还要求摩擦材料有较好的抗热衰退性和恢复性，并且应使制动鼓（制动盘）有足够的热容量和散热能力。3 制动器间隙调整，是汽车保养作业较为频繁的项目之一。故选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证调整操作方便。最好采用间隙自动装置。4 制动器的尺寸和质量。随着现代汽车车速的日益提高，处于汽车行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择较小。这样，为了保证所要求的制动力矩而确定的制动鼓（制动盘）直径就可能过大而难以在轮毂内安装。因而应选择尺寸小而效能高的制动器形式。对于高速轿车，为提高制动时的稳定性，在前悬架（独立悬架）设计中，一般采用较小的主销偏移距。为此，前制动器位置有时不得不外移到更靠近轮毂，导致其布置困难。车轮制动器为非簧载质量，故应尽可能减轻其质量，以改善行驶平顺性。5 噪音的减轻。制动噪音的现象很复杂。大致来说，噪音分为低频高频两种。在低频噪音中，常遇到的是制动时停车的喀擦声，这主要是由制动鼓或者制动钳的共振造成的。高频噪声一般可通过制动蹄或制动盘共振产生。或者是由于摩擦衬片或衬块弹性震动造成的。 影响的噪声的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即动摩擦系数对摩擦速度的变化关系。动摩擦系数随速度的增高而减低的程度愈大，愈易激发震动而产生噪声。此外，制动器输入压力越大，噪声也越大，而压力高大一定程度以后则不再有噪声。制动温度对噪声也有影响。在制动器的设计中采取某种措施，可以在相当的程度上消除某种噪声，特别是低频噪声。对高频的建交省的消除，目前还比较困难。应当注意，为消除噪声而采取的某种措施，有可能产生制动力矩的下降和踏板行程损失等副作用。 第3章 制动器结构设计3.1主要技术参数车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。在制动器设计中需预先给定的整车参数如下所示整车质量：空载：1550kg满载：2000kg质心位置：a=1.35m b=1.25m质心高度：空载：hg=0.95m满载：hg=0.85m轴距：L=2.6m轮距: L0=1.8m最高车速：160km/h车轮工作半径：370mm轮胎：195/60R1485H同步附着系数：0.63.2 制动系统的主要参数选择及计算3.2.1同步附着系数对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下三种情况4。（1）当时线在曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；（2）当时线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；（3）当时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率（或称附着力利用率）来表示，可定 (3.1)式中：汽车总的地面制动力（N）； 汽车所受重力(N)； 汽车制动强度(N)。当时，利用率最高。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。 对于制动强度在0.15-0.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图3.1）之间，则认为满足条件要求；对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足1.2的要求4。参考与同类车型的值，取。图3.2 、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数3.2.2制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知： （3.2） 式中：汽车轴距，mm； 制动力分配系数； 满载时汽车质心距前轴中心的距离(M)；满载时汽车质心距后轴中心的距离(M)； 满载时汽车质心高度(M)。求得： 进而求得 （3.3）式中：制动强度(N)；前轴最大制动力矩（Nm）； 后轴最大制动力矩（Nm）； 车轮有效半径(M)； G汽车满载质量(Kg)。取最大附着系数为0.853.2.3制动器最大制动力矩Nm后轴大制动力矩是818.5Nm （3.4）=5804Nm所以前轮制动器为2902N3.2.4 制动器因数1、动减速度 J= （3.5) 其中：前后轮总制动扭矩818.5+2902=3720.5Nmm 满载质量2000kg所以轿车的制动减速度是5.8-7 m/，所以符合要求2、制动距离在匀减速制动时，距离S为： （3.6）式中：消除制动盘与衬块间隙时间，取0.1s； 制动力增长过程所需时间，取0.2s； V=30km/h 故轿车的最大制动距离： 所以符合要求。3.3 制动器的结构参数与摩擦系数3.3.1制动盘结构参数1、制动盘直径D选择制动盘直径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。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选择轮辋直径的7079，而总质量大于2t的汽车应取上限根据GB/T 7019-1993 3.22表2图2 ，取制动盘直径mm2、制动盘厚度h选择制动盘厚度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。根据根据GB/T 7019-1993 3.22表2图2，选h=30。表3.3 制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）3.3.2摩擦衬块的结构参数1、摩擦衬块内半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径错误！未找到引用源。与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。取摩擦衬块外半径，内半径摩擦衬块半径选取符合要求2、摩擦衬块工作面积A推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范围内选取。汽车空载质量为1335kg，设前轮空载载荷为800kg。所以，800/(3.5*4) A800/ (1.6*4) , 即57A125取衬块夹角为86，则衬块工作面积：3、摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，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。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W/mm2。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 (3.7） 式中：汽车回转质量换算系数=0 =1; 汽车总质量（kg）；，汽车制动初速度与终速度，=27.8 m/s; 制动减速度，m/s2，计算时取=0.6；制动时间，s；Al前制动器衬片的摩擦面积()；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有盘式制动器比能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。3.4 制动器主要零件的结构设计3.4.1制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。3.4.2制动轮缸液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推动。3.4.3制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。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。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于 0.008mm，盘面摆差不应大于 0.1mm。 本设计采用通风式制动盘。3.4.4制动钳制动钳由可锻铸铁 K TH37012 或球墨铸铁 QT40018 制造， 也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两个由螺栓连接。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。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。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。3.4.5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材料。 表3.4 汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项 目试验温度1001502002503003501类摩擦系数0.300.700.250.700.200.70指定摩擦系数的允许偏差0.100.120.12磨损率（V），107cm3/（Nm）1.002.003.002类摩擦系数0.250.650.250.700.200.700.150.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.12磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.002.003类摩擦系数0.250.650.250.700.250.700.200.700.150.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.120.14磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.001.503.004类摩擦系数0.250.650.250.700.250.700.250.700.250.700.200.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.120.140.14磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.001.502.503.50目前在制动器中广泛采用着模压材料，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，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。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8。3.4.6摩擦衬块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，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。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取21mm。3.4.7制动摩擦衬片在GB 5763-1998汽车用制动器衬片中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中，第1类为驻车制动器用；第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用；第3类为中重型汽车的鼓式制动器用；第4类为盘式制动器用17。3.4.8制动间隙制动鼓与摩擦衬片之间或者制动盘与摩擦陈片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。一般盘式间隙为0.2-0.5mm;盘式制动器能为0.1-0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因为间隙量应尽量小。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同过实验来确定。在笨设计中，盘式制动间隙取0.1mm.另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或者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节装置。当前，盘式制动器间隙调整均已经自动化。第4章 制动系统驱动机构的设计为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。4.1 制动轮缸设计4.1.1 制动轮缸直径与工作容积为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构的、传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式： （4.1）式中：考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，8MPa -12MPa。制动管路液压在制动时一般不超过10MPa12MPa，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格9。轮缸直径应在GB 752487标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。制动轮缸致敬与工作容积根据前面算得的结果：，选取MPa，求：由此，选取制动轮缸的直径mm一个轮缸的工作容积 （4.2）式中：一个轮缸活塞的直径(mm）； 轮缸的活塞数目； 一个轮缸活塞在完全制动时的行程： （4.3）在初步设计时，制动器可取mm-2.5mm；消除制动衬片与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。选取mm，求一个轮缸的工作容积。4.1.2 制动轮缸活塞宽度与筒壁宽度根据已有的公式计算活塞的宽度 （4.4）于是求知：现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。式中：轮缸壁厚(mm)； 试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）； 缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。 由于mm2.6mm所以壁厚强度满足要求。4.2 制动主缸设计4.2.1 制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB 752487的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。 （4.5）式中：全部轮缸的总工作容积； 制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：取因此求知根据GB 752487的系列尺寸取=1.94.2.2 制动主缸活塞宽度与筒壁宽度根据已有的公式计算活塞的宽度于是求知：mm。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 （4.6）式中：轮缸壁厚(mm)； 试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）； 缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。 由于mm5.41mm所以壁厚强度满足要求。4.3制动主缸行程的计算制动主缸行程的计算方法很多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程。 （4.7）式中：制动主缸的行程(mm)；轮缸活塞的面积（mm2）； 主缸