工程车辆盘式制动器

1、洛阳理工学院毕业设计（论文）36.76kw工程车辆盘式制动器设计摘 要本文通过对工程车辆常用制动器优缺点和制动器工作原理分析，设计了一种工程车辆行驶用的增力式盘式制动器，采用了机械式杠杆操纵机构。满足工程车辆在行驶和停车时需要的制动力矩，通过对制动器结构分析，设计了制动器的摩擦盘，压盘结构。并且对操纵机构进行了设计，通过对压盘和斜拉杆的受力分析，确定斜拉杆，以及踏板操纵力及踏板操纵自由行程等操纵机构基本参数。选用花键并且强度校核。设计的制动器符合制动器设计的理论要求，能保证有汽车在行驶中的制动性能，而且可以满足长时间停车的要求。具有工作踏板操纵力小，各方面调整方法简单，操纵性良好等优点。 关键

2、词：工程车辆 盘式制动器 操纵机构 增力结构Engineering design of 36.76kw vehicle disc brake ABSTRACTBased on the advantages and disadvantages of construction vehicle service brake, and disc brake works analysis, design an engineering vehicle used for energizing disc brakes, steering mechanism with a mechanical lever. Me

3、et the engineering vehicle is in motion and parking braking torque when needed, through the brake structural analysis and design of the brake friction disc, pressure plate structures. And on the control mechanism has been designed, through the pressure plate and helical rod stress analysis to determ

4、ine the oblique rod and pedal control force and pedal free travel and other manipulation of the basic parameters of the operating mechanism; and use splines design and strength check of . The design of the brake line with the theory of brake design requirements, to ensure that there are cars in moti

5、on braking performance, and long-stay parking to meet the requirements of the job. Work force is small with pedal operation, free travel is short. Various adjustments simple. Advantages of good maneuverability.KEY WORDS: engineering vehicles, brakes disc, manipulation systems1目录前言1第1章 盘式制动器概述21.1盘式制

6、动器原理及特点21.2 盘式制动器的主要元件31.2.1制动盘31.2.2.制动摩擦衬块41.3 盘式制动器操纵机构5第二章 盘式制动器设计62.1 制动器的基本参数62.1.1根据两种工况确定制动器制动力矩62.1.2确定摩擦盘尺寸72.1.3制动器的磨损验算82.2操纵机构设计102.2.1钢球受力分析112.2.2对压盘受力分析122.2.3制动器是否具有自刹现象条件的确定142.2.4主拉杆的拉力计算152.2.5操纵踏行程Sc计算17第三章 盘式制动器摩擦盘的设计193.1 摩擦盘结构193.2 摩擦材料类型20第四章 盘式制动器压盘的设计214.1 压盘的结构214.2 压盘的球槽

7、22第五章 盘式制动器弹簧245.1圆柱螺旋弹簧的结构形式245.2 圆柱螺旋弹簧参数24第六章 盘式制动器花键设计266.1 花键的类型、特点和应用266.2 花键强度校核26结论29谢 辞30参考文献31外文资料翻译33前言随着汽车的发展和交通公路的日益完善，汽车的行驶速度有了大幅提高，汽车行驶的一个重要主动安全系统就是汽车的制动系统。其作用的优良直接影响到汽车形式的安全性。现在汽车的行驶速度和路面情况的不断复杂多变，需要性能更高，寿命长久的制动系统来提高汽车的主动安全性。制动系统的性能的高低对汽车在行驶中的安全性和操作性又决定性的影响。此部分的正常工作与否直接关系驾驶员的生命安全，是汽车

8、设计中不可忽视的一个环节。介于制动对车辆的重要性，本次毕业设计主要对工程车辆中的制动系统进行研究，现在广泛使用的是摩擦式制动器。再根据局摩擦副的不同结构形式可以分为鼓式，盘式。鼓式制动器中的旋转元件为制动鼓，其工作表面作为一圆柱面。盘式制动器的旋转摩擦件为圆盘状的制动盘，以其端面作为工作面。盘式制动器有钳盘（或称点盘式）和全盘式两类。制动盘工作表面仅能被摩擦材料部分覆盖的称为钳盘式。工作表面全部覆盖的称为全盘式。单盘单钳式的钳盘式制动器现在广泛使用。承载吨位大的工程车辆如自卸车采用单盘三钳，双盘单钳的制动器，或者采用可以获得较大制动力矩的全盘式制动器。随着技术的不断发展，盘式制动器具有结构紧凑

9、，磨损均匀，易于密封，制动效果不受转动方向影响。制动器轴不受径向力等优点，在新设计的轮式拖拉机上几乎全采用盘式制动器。本次设计共七章内容，在老师的指导下，结合有关的设计书本和设计手册而完成。田老师在整个设计中为了提供了很多宝贵的建议，对老师表示由衷的感谢由于本人水平有限，设计中错误和不妥之处在所难免。 第1章 盘式制动器概述1.1 盘式制动器原理及特点 图.1-1增力式盘式制动器零件图1、2压盘 3、7摩擦盘 4半轴壳 5半轴 6回位弹簧 8中间壳体 9调整螺栓 10斜拉杆11调节叉 12拉杆13压盘凸肩14壳体肩台图是工程车辆增力盘式制动器零件图。这类盘式制动器应用很广泛，具有增力作用使操作

10、力减小。制动踏板下移时，两斜杆10使两个压盘凸肩13被外壳体肩台14顶住而不能再转时，另一压盘在摩擦力矩的作用下，进一步锲入钢球和摩擦片之间，这样会使得俩压盘压得更紧。同时压盘锲入时压紧力突然增大，会引起制动的不平顺，为了改善这种情况，增大压盘上球槽的倾斜角。减小压盘凸肩13和壳体14之间的间隙，减小锲入时的冲击。汽车制动时通过斜杆使钢球将两压盘挤开，两压盘就将旋转着的两个摩擦盘分别推向半轴壳和中间盖，使它们各相对的摩擦表面之间产生摩擦扭矩，使半轴制动。如果松制动踏板，弹簧6又使两个压盘拉紧复原，5个钢球又重新回到原来位置，恢复了摩擦盘两侧的间隙。此种盘式制动器在工程车辆制动过程中能发挥增力作

11、用。汽车制动时，摩擦盘顺时针旋转时；作用在压盘上的摩擦扭矩将使它们跟随旋转，但当压盘1的凸起13卡在半轴壳体上的14凸肩顶住限制了不能转动。另一侧的压盘2则在摩擦扭矩的作用下将相对于压盘1作顺时针转动，是钢球进一步锲入。把俩个压盘分离开，使操纵省力。当摩擦盘反时针旋转时，和上述过程相似地起增力作用。因此不管车辆前进还是倒退，制动时盘式制动器都有增力作用。盘式制动器与其他几种制动器有很多优点，如使用寿命长，操纵省力，散热性好，并且制动盘的密封性好，有良好的可靠性维修保养方便，现在工程车辆和普通车辆广泛采用盘式制动器。1.2 盘式制动器的主要元件1.2.1制动盘1、制动盘直径D 制动盘的有效半径增

12、加，那制动钳的夹紧力就降低了。从而使摩擦衬块的单位面压力减少，和工作温度都能降低。所以在设计时候制动盘的直径尽量选大一些，对寿命有利。不过也不能取太大，受尺寸限制。制动盘的直径一般为轮辋直径的70一75。总质量大于2t的汽车应取上限。 2、制动盘厚度h 制动盘厚度直接影响制动盘的质量和工作时的温升情况。为减少制动盘的质量，制动盘厚度不能设计太大；为了降低温度工作散热，制动盘厚度又不能取得过小。制动盘可以做成实心的，也可以保证通风有效散热的需要，在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为1020，通风式制动盘厚度取为2045，采用较多的是2030。在高速运动下紧急制动, 制动盘会形成热变

13、形, 产生颤抖。为防止制动盘表面温度过高，提高制动盘摩擦面的散热性, 一般做成中间有空洞的通风式制动盘, 这样降低制动盘的温度20 %30 %。3、制动盘的安装制动盘安装在轮毂上, 与车轮形成整体旋转。制动盘属于旋转部件, 摩擦衬块与制动盘只有微小的距离。制动盘有效半径指的是从摩擦衬块到制动盘两者的中心距离。根据力矩原理，如果作用的摩擦力相同,则力的作用距离越大，也就是说如果制动盘的有效半径越大, 它所产生的制动力就越大。制动效果越好4、制动盘的维修制动盘维修时注意是平行度、平面度以及横向摆差。有助于减少粗暴的制动。检查时注意很多问题不能光通过肉眼判断，还需要专业的仪器。测量仪和千分尺是很好的

14、测量工具。还有当制动踏板费力，操纵行程加长时候应注意对制动器的维修和检查。1.2.2.制动摩擦衬块摩擦衬块是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬块由两部分组成，分别是摩擦材料和底板,两部分压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5。如果这个值过大偏大，汽车工作制动时衬块的外侧圆周速度与内侧圆周速度数值差距大，造成不均匀磨损，减少接触面积，从而会导致制动力矩变化大安全性降低。 盘式制动器衬块面积A，根据制动衬块单位面积在汽车质量在总体的1.63.5范围内选用。制动会产生摩擦,摩擦衬块发生磨损。摩擦材料有消耗,当材料使用完后，制动盘和底盘直接接触会

15、失去制动效果, 造成制动盘的损坏。制动盘的修复费用非常昂贵。为了减少损坏汽车制动盘,在过去,用户靠定期车检来确定摩擦衬块的剩余量; 后来, 技术发展，我们用摩擦衬块磨损指示器来对摩擦衬块用量的检测, 当衬块摩擦严重仅剩很少的情况下, 会导致制动盘和接触器相互接触,制动踏板踩下时, 就发出声音提醒。现在安装电子式磨损指示器的也是一种更加先进更加准确的提醒衬块磨损的方法, 当摩擦衬块被磨损后, 断掉磨损检测器的线路,警示灯亮。1.3 盘式制动器操纵机构制动操纵机构的功能是将来自其他能源的驱动力或者是驾驶员的操纵力传给制动器部分。制动系统有机械式和液压式。在一般拖拉机上，制动操纵机构基本都是机械式的

16、。制动元件通过一些杆件与踏板相连。当松开制动踏板时，有回位弹簧使其自动回位。工程车辆在作业时，要经常在固定位置停靠工作，保证汽车的位置不改变。所以在操纵机构中都有停车锁定装置，安装停车锁块等装置。使制动踏板被踩下时一直卡住不动，回位弹簧使其不能回位，满足制动器长时间处在制动情况下，保证车辆停止而不需要驾驶员的额外操作。盘式制动器踏板的自由行程要比带式和蹄式制动器踏板行程稍大些，这是由于盘式制动器的旋转元件和制动元件间的总间隙较小，如果踏板的制动自由行程过小，频繁的使用或者小力度的踩踏板都会使制动器工作，摩擦衬面的磨损会加剧。而且制动左右踏板的行程必须一致，不然在紧急制动时会车辆会容易突然发生偏

17、转造成安全事故。如果用作直线行驶中降速或停车，则必须注意首先分离主离合器然后再制动；如果用作协助履带拖拉机转向，则必须注意首先分离慢速侧的转向离合器，然后再制动该侧驱动轮。第二章 盘式制动器设计2.1 制动器的基本参数2.1.1根据两种工况确定制动器制动力矩1车辆在行驶中制动力矩 = (2-2)式中 车辆整机使用质量,=2100kg； 车辆驱动附着系数,=0.65； 车辆驱动轮胎动力半径,=0.625m； L车辆轴距,L=1950mm； a车辆质心纵坐标, a=780mm； h车辆质心高度坐标,h=700mm； 制动器至驱动轮的传动比,=4.846。将数据代入式（2-2）计算=454.5车辆在

18、行驶制动中制动力矩为454.52.车辆在坡道上停车制动力矩= (2-3)式中 坡道停车时坡度角,=； 车辆滚动阻力系数,=0.02。将数据代入式（2-3）计算=438由上式得车辆在坡道上制动力矩为4383车辆制动器的制动力矩确定根据前面两种工况计算的Mr.值，取较大的=454.5作为制动器设计需要的制动力矩。2.1.2确定摩擦盘尺寸根据计算制动力矩设计制动摩擦片外径R2(初选值)根据单位压力的均匀性，则摩擦片上的单位压力的按下式计算。 = (2-4)式中 制动盘制动力矩，取454.5； 摩擦面的对数， =4；摩擦力合力半径(近似可以按内外径的平均值进行计算)，mm。 = (2-5)令C=即代入

19、式（2-4）后即有 = (2-6)式中 的一般取值在0.50.6范围内，由此可以求出摩擦片外径表达式为 (2-7)式中 摩擦片的摩擦系数,=0.3； 摩擦面对数, =4； 单位许用压力，取300000；一般工程运输车辆设计要求300000500000， 取=300000。 -的数值一般在0.50.6范围内选择，这里选为=0.55。 将数据代入式（2-7）=89.49 =0.5590.6 = 49.22查阅国内工程车辆盘式制动器的有关参数，对和做一些外圆圆整，取=50，=90摩擦片作用半径Rp=702.1.3制动器的磨损验算1.计算制动盘上的压紧力（轴向压紧力-正压力） 根据= 式可得出：= (

20、2-8)式中 制动器摩擦面对数，一般结构取=4； 摩擦片的摩擦系数，取=0.3；摩擦力合力半径 , =70mm；将各数值代入公式计算得= 5214压紧力为52142单位面积压力计算 = (2-9）代入数据到式（2-9）计算得=296535 N/m2判定实际值是否符合许用条件单位压力是制动器工作寿命评定的一种重要数据，如果取得过大，制动器易磨损，寿命较短。但是要是q值取小了，但是制动器的尺寸又增加了，对于一些工程车辆要求300000500000，上述中验算的=296535 , 满足要求，故合适。3计算单位滑磨功p= () （2-10）式中 制动器摩擦片外径边沿处的圆周线速度，按发动机标定转速下，

21、变速箱处可最档位时的圆周速度，由式（211）计算取得； = (2-11)式中 发动机标定转速,=2000r/min； 变速箱最高档的变速箱传动比,=； 传动系统中中央传动比（主传动的传动比）即锥点轮副的几何中心值=；将数据代入式（211）计算 =即圆周速度为将数据代入式（210）计算=0.32965355.06=0.45求得单位滑磨功0.45对单位摩擦功进行判定，因为摩擦片外圆圆周速度最高，所以用摩擦片外圆摩擦功来计算。对于一般工程车辆要求 0.50.8，上式=0.45 小于最小许用值，可以符合条件。2.2操纵机构设计 操纵构件位置的布置对于制动器操纵力和踏板行程都有很大的影响。操纵机构的设计

22、主要是确定斜拉杆的位置和尺寸，进行操纵力和制动行程（即自由行程）的计算并确定操纵机构的传动比。（压盘上与斜拉杆连接的销孔中心至轴线O的距离）、L（斜拉杆长度）和（初始中心角）等参数决定了操纵机构的具体位置。这些参数对操纵力和制动行程有直接的影响。愈大操纵力愈小，但造成制动器结构过大，不紧凑，因此不宜增大的方法来减小操纵力。根据对国内生产的运输车辆数据的统计，当、L、L不变时，所取愈大，则制动后斜拉杆的倾角也较大，故操纵省力。但随着增加，若、不变，则要求斜拉杆长度L愈长，使结构不紧凑，因此要求选择适当，一般在3940左右选取，现选取为=39。摩擦面磨损后，间隙和自由行程增加，就要进行调整。在调整

23、之后，初始中心角减少，斜拉杆初始布置角减小，Rl也会减小。这时制动器的操纵力也将随着增大。斜拉杆初始布置角越大，那操纵力也就变化越大。这说明盘式制动器的使用，摩擦面的磨损会越来越大，操纵力也将随着增加。因此不宜取得过大而影响操纵力。2.2.1钢球受力分析钢球对压盘的作用力垂直于球槽斜面，对该力进行分解。可以分为轴向力和圆周力两个方向力，为球槽倾斜角。也即为摩擦面的压紧力。其关系为（图.2-1）：图.2-1钢球受力分析图 = （2-11）式中 钢球的圆周力； Fa轴向压力 ，由式（28）取5214N； 球槽倾斜角， 取30。将数据代入式（2-11） =5214tan30=3010N在轴向压力Fa

24、的作用下，摩擦表面之间将产生摩擦力矩. = （2-12）式中 摩擦因数，取0.3；摩擦力合力的作用半径，取70mm；摩擦面对数，=1；代入相关数据到式（2-12）=0.31301070=63.21故摩擦表面之间将产生摩擦力矩为63.212.2.2对压盘受力分析主要分析Fa和斜拉杆上拉力F1.F2的关系。分别取两个压盘做受力分析。图.2-2压盘1受力分析图上图表示压盘1所受力的分析， =Pg （2-13）式中 斜拉杆对压盘1的拉力，；斜拉杆的拉力至中心的距离， ；Rg钢球至轴线0的距离，；对于压盘2受力分析，（图.2-3）所示：图.2-3压盘2受力分析图= （2-14）式中 斜拉杆对压盘2的拉力

25、，；壳体凸肩对压盘2的反力，；作用力F至中心O的距离，；图.2-4压盘总成的受力分析图严格意义上来说，在制动时，由于两个压盘共同转动了一个角度。两个外拉杆和斜拉杆已不在一个对称的位置上了，因此转动后的F1,F2会不等，但是在粗略的计算过程中可以为是相等的所以近似地认为拉力F1 和F2 的合力F通过（图.2-4）所示。根据压盘总成的力矩平衡关系，可以得出： = （2-15）将此式代入式（2-14）后看出，这时=，由于= 因此,斜拉杆的拉力 = (2-16)式中 Rg-钢球至轴线0的距离，RpRg取70；斜拉杆的拉力至中心的距离，根据实际设计结构取105；代入相关数据得=1214即斜拉杆拉力121

26、4N。2.2.3制动器是否具有自刹现象条件的确定根据上式(2-16)，如果Rp时 则有F1=F27时，每端的死圈约为11.75圈。弹簧丝的直径d0.5mm时，弹簧的两支承端面可不必磨平。d0.5mm的弹簧两支承端面则需磨平。磨平部分应不少于元周长的，端头厚度一般不小于，端面粗糙度应低于。圆柱螺旋拉伸弹簧空载时，各圈应相互并拢。另外，为了节省轴向工作空间，并保证弹簧在空载时各圈相互压紧，常在卷绕的过程中，同时使弹簧丝绕其本身的轴线产生扭转。这样制成的弹簧，各圈相互间即具有一定的压紧力，弹簧丝中也产生了一定的预应力，故称为有预应力的拉伸弹簧。这种弹簧一定要在外加的拉力大于初拉力后，各圈才开始分离，

27、故可较无预应力的拉伸弹簧节省轴向的工作空间。拉伸弹簧的端部制有挂钩，以便安装和加载。但因在挂钩过渡处产生很大的弯曲应力，故只宜用于弹簧丝直径10mm的弹簧中。5.2 圆柱螺旋弹簧参数为了使弹簧能够正常可靠地工作，弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，同时应具有足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理性。在本次的运输车辆制动器设计中用到了五种圆柱螺旋弹簧，分别为压盘回位弹簧、踏板回位弹簧等，现将这五种弹簧的各种参数列为表5-1所示：表5-1弹簧参数 名称参数压盘回位弹簧锁 定爪扭簧踏板回位弹簧差速锁摇臂扭簧差速锁拔叉回位弹簧材 料弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧丝直径2.52.544弹

28、簧外径210.420.527.5弹簧内径25200.35自由长度23.51300.517550.35旋向任意左任意右任意工作圈数312537总圈数8.5实验高度（或长度）31.519232实验载荷（公斤）16.516.81.6864.8第六章 盘式制动器花键设计6.1 花键的类型、特点和应用键是一种标准件，是用来实现轮毂和轴之间周向固定以传递扭矩。键的选择分为几个方面，类型的选择和尺寸的选择。材料的选择。键的类型选择是依据连接的结构特点，使用要求，工作条件选择的。尺寸选择是根据直径d选择截面尺寸，根据轮廓宽度选择键的公称长度L。并且应符合长度系列。材料选择 抗拉强度不小于600Mpa的钢。一般

29、选用45号钢。花键相对于平键强度和使用方面都有优点。如受力更加均匀，齿根处应力集中小。齿数较多，接触面积大，可以承受更大的载荷。轴上零件对中性好，导向性好。花键连接可用于静连接或动连接。按其齿形的不同，可分为矩形花键和渐开线花键两类，均已标准化。矩形花键：定心方式为小径定心，轻系列用于轻载或静连接，中系列多用于中等载荷的联接。适用于定心精度要求较高传递中等载荷的联接。并且应力集中较小，轴与毂强度削弱小。在本设计中摩擦盘的轮毂就采用了矩形花键联接形式。查简明机械零件设计手册表9-13矩形花键基本尺寸系列（GB1144-1987）根据小径d选取轻系列。选择规格836407 矩形花键C=0.3,r=

30、0.2.。作为差速锁咬合套的配合花键。查简明机械零件设计手册 表9-13矩形花键基本尺寸系列（GB1144-1987）根据小径d选取轻系列。选择规格846509矩形花键C=0.3,r=0.2.。作为制动压盘连接的配合花键。6.2 花键强度校核 对规格846509矩形花键进行校核。摩擦盘与轴的材料都是锻钢，用花键构成联接，装摩擦盘处的轴径=35 =45，摩擦盘轮毂需要传递扭矩T=454.5,许用压力查简明机械设计手册表9-12花键连接的许用挤压应力，许用压力。 花键联接其主要失效形式是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接）。因此，静联接通常按工作面上的挤压应力通过强度计算，动联接则按工

31、作面上的压力进行条件性的强度计算。计算时，假定载荷在键的工作面上分布均匀，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处，并引入系数来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键联接的强度条件为： 静联接 = (6-1)动联接 = （6-2）式中 T传递转矩，这里取T=454.; 各齿间载荷不均匀系数，一般取0.70.8，齿数多时取偏小值;L齿的工作长度,这里取L=52mm； h花键齿侧面的工作高度,矩形花键,查简明设计手册h=，h取1.4mm； 花键的平均直径,这里取=，取48mm；花键联接的许用压强,单位MPa，查简明机械设计手册p=50MPa；花键联接的许用挤压应力，单位MPa, 查简明机

32、械设计手册, =80Mpa; Z花键的齿数，根据所选择花键规格取8； C倒角尺寸，根据小径d查表取C=0.3；代入相关数据到式中静联接 =46.45MPa动联接 =46.45MPa静联接、动联接均满足设计要求，故合适。28 结论盘式制动器的设计中，进行了分块的设计处理：制动器概述、主要参数的确定、摩擦材料、摩擦盘、压盘、弹簧以及花键的设计和校核。盘式制动器的主要优点是：1、热稳定性较好。因为制动摩擦衬块的面积尺寸不是非常大，其工作表面的面积仅为制动盘面积的117，有很好的散热性。 2、汽车前进和后退行驶都不影响制动力矩。 4、盘式制动器和鼓式制动器在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式的质量和

33、尺寸比鼓式要小。 5、盘式相比鼓式在维修方面较为简便，摩擦衬块在磨损之后，更易更换，结构也较简单。6、制动盘与摩擦衬块间的间隙小(0.050.15mm)，油缸活塞的操作时间有效减少，并有可能增大制动驱动机构的力传动比。 。 盘式制动器的具有结构紧凑，磨损均匀，易于密封。制动器不受转动方向和径向力等优点。特别是自动增力式盘式制动器，它具有自动增力作用。主要缺点是：制动比较直接。平顺性不好。两个带有摩擦衬面的摩擦盘能在花键轴上来回滑动，是制动器的旋转部分。当制动时，能在极短时间使车辆停止。再加上压盘上球槽的倾斜角不可能无限大，所以造成制动不平顺性。谢 辞将近一个学期的毕业设计临近尾声，毕业设计也是

34、对我大学四年所学知识的一次汇总和提炼，把这四年来学的很多书本上的知识和老师在课堂上传授的专业技术运用到实际的工程设计中，从理论到实际的应用我认为这才是最重要的。很多知识包括以前学习的机械领域相关知识之前都是停留感性认识，这次能够很好的运用，也很感谢我的设计小组王凯，王伟林等同学的协助，在这过程中帮助我解决了很多问题，给予了我很多帮助，使得我能顺利完成此次毕业设计。在小组的学习和讨论中也不断提高了自己的个人设计能力和团队的协作能力，这也是非常重要的，为以后毕业工作中从事设计工作打下了良好的铺垫。也为以后担当机械工作做了很好的学习，也特别感谢田老师这一个学期以来的细心指导和帮助。每周都固定时间来帮

35、助我们解决设计中的实际问题，并给我们补充相关汽车方面知识，对我们严格要求。从设计计算到图纸的绘制都教会了我们很多平常课程上没有学到的知识，至此非常感谢老师的帮助。参考文献1 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001：1582002 张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，1981：1061263 陈家瑞.汽车构造.第二版.北京：机械工业出版社，2005：40614 张文春.汽车理论.北京：机械工业出版社，2005：70835 彭文生，张志明，黄华梁.机械设计.北京：高等教育出版社，2002：961386 董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004：32817 陈焕江，徐双应.交通

36、运输专业英语.北京：机械工业出版社，2002：20308 刘鸿文.简明材料力学.北京：高等教育出版社，1997：2542599 陈殿云，张淑芬，杨民献.工程力学.兰州：兰州大学出版设， 2003：18219610 葛志祺.简明机械零件设计手册.北京：冶金工业出版社，1985：1416，11311511 濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2005：109111 38740612 王昆，何小柏，汪信远.课程设计手册.北京：高等教育出版社，1995：474913 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：22533314 徐灏等，新版机械设计手册，北京：机械工业

37、出版社，200615 马玉录 刘东学 主编，专业英语， 北京：化学工业出版社2001.816 郑玉华 主编，典型机械产品构造，北京：科学出版社，200117 孟宪源，姜琪 主编，机构构型与应用，北京：机械工业出版社，200218 吴社强，吴政清，姜斯平 主编，汽车构造，上海：上海科学技术出版社，200219 文九巴 主编，机械工程材料，北京：机械工业出版社，2006.320 李新城 主编，材料成形学，北京：机械工业出版社，2000.821 邓文英 宋力宏 主编，金属工艺学，北京：高等教育出版社，2005.1122 林木一 张福生 主编。车辆底盘构造与设计。冶金工业出版社。2007.35外文资料

38、翻译高性能非对称性负载制动器的设计综合摘要：轮装盘式制动器通常在非对称机械状态和热负荷状态下被使用。本文介绍了两种不同型号和功能的高性能轮毂式制动盘的设计过程。这项设计启发了两种先进但本质不同的轮毂设计和制造方法。最初，本文在设计优化中涉及的几项影响因素主要集中在大型热效应上。本次修正中，为进一步改进设计过程，分析中又加入了宏观热效应因素。并且，提供了一些有价值的测试结果，尤其是最关键的设计要求之一关于制动盘永久性形成锥形面效果预测。关键词：盘式制动器，轮装，非对称负载，设计过程，大型热效应1 介绍： 摩擦制动器在高机械化和热负荷的情况下使用。机械负载由夹持力，摩擦力，离心力以及不同方向下制动

39、加速度的产生。而热负荷是来自于制动摩擦表面时产生的热量。因此，制动器设计者必须保证由机械负载和热负荷产生的压力水平不会超出制动器的承受能力。同时，必须保证制动器扭曲是可控的并防止制动器失真（弹性和塑形）。高位刹车扭曲会改变摩擦表面的几何形状，从而导致非均匀性热量产生以及制动温度、压力、磨损、噪音和振动超出可承受范围。机械负载对成功的制动设计至关重要，但它们通常更加容易被直接处理。但热负荷往往比机械更难处理并且更难以被准确预测。因此，大多数制动概念的设计过程都专注于热负荷。本文中的制动设计已建立在严谨的机械负载建模的基础上，但热负荷部分的建模更加复杂，因此更加需要被重视。因此，以下分析与热负荷相

40、关。2制动器热负荷摩擦制动器热负荷建模的复杂性来源于摩擦过程中变化。在大多数实际应用情况下，摩擦会发生在热弹性不稳定的情况下，包括连续变化的界面间压力分布，热量产生，本身热膨胀和磨损。产生的摩擦热的计算结果来自于由表面之间（制动盘和制动垫）的压力、摩擦系数与滑动速度构成三个参数构成的函数。这三个参数在不同的摩擦表面不同，在不同的制动应用中各异，并且热量分布本身就会发生重大的变化。此外，不同制动器下的界面压力分布根本性差异很大，即使对于有着完美几何形状的组件也是如此由于非均匀分布的驱动（夹持）力产生的摩擦力，热效应和部件偏转，这项分析可在Tirovic和Day的材料中找到更详细的分析。即使当一个

41、制动应用程序在相同的条件下重复试验，压力变化（包括静态和动态）仍然差异很大2。摩擦系数是有以温度、接触面（接口间）的压力和滑动速度为参数形成的函数。另外，在先前制动应用中获得的温度数据以及高温暴露的持续时间数据进一步修正了这一系数。扫掠（摩擦）区域的内外半径的滑动速度显示出线性变化。显然，在车辆减速时滑动速度减小。此外，部件的接触会造成磨损。而磨损数据本身来源于以接触面压力、滑动速度、温度和当前制动器表面材料为参数的函数。由于上述影响，热的“分配”效果在制动时存在根本性差异。在制动应用程序开始，热量产生的初始分配由最初的局部接口压力，本地的摩擦系数和滑动速度决定。产生热量较高的部分达到更高的温

42、度，因此比周围部分扩大地更加迅速。局部接口压力增大（导致在其他部分压力减小）会导致更高的热量产生和温度。然而，较高压力和温度的部分会磨损的更加迅速，最终将导致界面之间压力的减小和热量产生的减少。所描述的过程中热弹性的不稳定性是一个循环的过程，因为其它部分（温度更低的区域）在热量产生中发挥了更加积极的作用这些区域温度将会变得越来越高并且不断膨胀扩大，直到磨损降低了局部的热量产生，以此循环往复。在测试中假设热量产生均匀分布的情况下得到了一个“平均温度”，而局部的加热致了此处的温度比这一“平均温度”显著升高。这一影响通常在制动应用后的一段时间被发现，这是因为局部温度过高导致了制动盘表面冶金性性（颜色）的改变，而制动垫的堆积有时会同时产生抑或单独出现。局部温度高会导致较高的应力，而这一压力往往超过了构成转子的金属的可承受压力。需要强调的是，以上所描述的热效应和局部过热并不只发生在高制动运行下。由于之前所述的制动垫磨损分布，低夹持力可能会导致表面之间的不均匀压力分布，也就