汽车制动器设计

1、汽车的设计与生产涉与到许多领域，其独有的安全性、经济性、 舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽 车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有 着重要影响。随着汽车的形式速度和路面情况复杂程度的提高，更加 需要高性能长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有 着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受 到车祸的伤害。鉴于制动系统的重要性，本次设计的主要内容就是运输车辆中的 制动器，目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器就其摩擦副 的结构形式可分成鼓式、盘式和带式三种。其中盘式制动器较为广泛。 盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部

2、位相连的部件与一个或几 个制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作外表的一小 局部的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作 外表盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘 式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用自卸车采用单盘三钳和 双盘单钳的钳盘式制动器，以与全盘式制动器。钳盘制动器和浮钳盘式制动器。式制动器分为定钳盘式定钳盘式 为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式 制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其本身的浮动，而 在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对 于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在

3、垂直于制动盘的平面 内摆动的摆动钳盘式制动器。本次设计共七章内容，在田全忠导师的指导下，结合有关的书籍 和手册而完成。田教师在我的设计中做了全程辅导，并最后对本设计 做了认真详细的审阅，提出了许多宝贵的意见，我在此向他表示诚挚 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，恳请批评 指正。第一章盘式制动器概述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 上图是运输车辆增力式盘式制动器零件图。在差速器的每一侧半 轴上，用花键安装着两个粘有摩擦衬面的摩擦盘3和7,它们能在花 键轴上来回滑动，

4、是制动器的旋转局部。在两摩擦盘之间有一对可锻 铸铁的圆形压盘1和2，它们的外表支承在半轴壳4的三个凸肩上， 并能在较小的弧度内转动。两压盘内侧面的五个卵圆形凹坑中装有五 个钢球，两压盘用三根弹簧6拉紧。在中间盖8和摩擦盘4上，与摩 擦盘相对着的外表经过加工。摩擦盘与压盘间，以与摩擦盘与半轴壳 和中间盖间，在不制动时都有一定间隙。制动时，制动踏板通过斜拉 杆使两压盘相对转动，此时凹坑中夹着的五个钢球就从坑底向坑边滚 动，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，使各相对摩擦外表间产生摩擦扭矩，最终将半轴制动。如 果放松制动踏板，如此弹簧6又将两压盘拉紧复原，使钢球进入坑

5、底， 恢复了摩擦盘两侧的间隙。盘式制动器在上述制动过程中有增力作用。当摩擦盘顺时针旋转 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由于其 凸起13受到半轴壳上的凸肩14的限制而不能转动时，压盘2如此在 摩擦扭矩的作用下将相对于压盘1作顺时针转动，协助钢球继续将两 压盘挤开，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。因此不管运输车辆前进还是倒退，制动时盘式制动器都 有增力作用。与带式和蹄式制动器相比，盘式制动器除了结构复杂外有一系列 优点：如结构紧凑，操纵省力，制动效果好，衬面磨损较均匀，间隙 不需调整，封闭性好不易进泥水，且散热容易，故使用寿命较长等。 这些特

6、点使它得到越来越广泛的应用。 1.2盘式制动器的主要元件制动盘一、制动盘直径D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，可以降低制动钳的夹紧力，减少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 %。 总质量大于2t的汽车应取上限。二、制动盘厚度h制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小 些，制动盘厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取 得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘 中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为10 20 mm，通风式 制动盘厚度取为2050 mm,采用较多的

7、是20 30 mm。在高速运动 下紧急制动，制动盘会形成热变形，产生颤抖。为提高制动盘摩擦面 的散热性能，大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘，这样可 使制动盘温度降低20 %30 % 2。三、制动盘的安装制动盘安装在轮毂上，与车轮形成整体旋转。制动盘是旋转部件, 与摩擦衬块之间只有微小的间隙。从制动盘中心到摩擦衬块磨合中心 称为制动盘有效半径。根据杠杆原理，如摩擦力一样，如此制动盘的有 效半径越大，制动力就越大。四、制动盘的维修制动盘都是标准设计，以使在制动盘使用期限内保持制动外表 各项指标的允差，这些指标是平行度、平面度以与横向摆差。保持关 于制动外表形状的精度的允差，有助于尽量减少制动

8、粗暴与踏板脉 动。制动盘外表粗糙度必须保持在60卩m特定X围内，或者更小些。 需要控制制动外表粗糙度，尽量减少踏板费力、过大的制动衰退、反 常性能的问题。控制外表粗糙度同样能提高摩擦衬片的寿命。每当维修制动摩擦块或卡钳、或者换位车轮或为了其他类型工作 而拆卸车轮，总要检查盘式制动器制动盘。不要忘记，伴随盘式制动 器制动盘而发生的许多问题，一般用肉眼检查一下，可能不是很明显 的。制动盘厚度、平行度、摆差、平面度。以与刮痕深度等，只能用 准确的测量仪和千分尺进展测量。精细的测量工具与现代的精加工设 备，对维修好制动盘来说，是至关重要的。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。

9、摩擦衬 块分为摩擦材料和底板，两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径与推荐摩擦衬块外半径R2与内半径 R的比值不大于1.5。假如此比值偏大，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，最终导致制动力矩变 化大。对于盘式制动器衬块工作面积A,推荐根据制动衬块单位面积占 有的汽车质量在kg /mm2X围内选用。由于摩擦，摩擦衬块会产生磨损。摩擦材料使用完后，底板和制 动盘直接接触会丧失制动效果，损坏制动盘。制动盘损坏后，修理费 用十分昂贵。为防止损坏制动盘，过去，用户靠定期车检来确定摩擦衬块的剩 余量；后来，在底板上安装摩擦衬块磨损指示器，当摩擦衬块已磨 损到剩余量很

10、少时，指示器与制动盘接触，当司机踏制动踏板时, 就发出异常的声响；现在有一种更加准确提醒摩擦衬块磨损的方法, 即安装电子式磨损指示器，当摩擦衬块磨损后，磨损指示器中的线 路断掉，警示灯亮。在一般拖拉机上，制动操纵机构几乎都是机械式的。制动踏板通 过一些杆件与制动元件相连。当摩擦衬面磨损后，为了调整踏板的自 由行程，有一些杆件的长度是可调的，如利用调节叉来调节长度。左 右制动器的踏板可用连接板连接，以便同时制动两驱动轮。当松开制 动时，制动踏板都应该有回位弹簧使其自动回位。为使运输车辆能在 斜坡上停车或在作固定作业时不让其随意移动位置，在操纵机构中都 有停车锁定装置，它能卡住已踏下的制动踏板，使

11、其不能回位，以使 制动器能在没有驾驶员操纵的情况下长时间地处于制动状态9。带式和蹄式制动器踏板的自由行程一般为4080 mm，盘式制动 器踏板的自由行程稍大些，这是因为盘式制动器的旋转元件和制动元 件间的总间隙较小，如果自由行程过小，驾驶员稍一踏下踏板就已开 始了制动，这样易使摩擦衬面加速磨损。左右踏板的行程必须一致， 否如此拖拉机在紧急制动时会容易发生偏转而发生安全事故。如果用作直线行驶中降速或停车，如此必须注意首先别离主离合 器然后再制动；如果用作协助履带拖拉机转向，如此必须注意首先别 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制动器设计中的分析在制动器的设计

12、中，Rp和Rg是根据制动力矩的大小，允许的外表单 位压力和制动器结构的合理布置等决定的，一般不考虑对加力效果的 影响，当摩擦材料选定后，系数卩也是一个既定的数值。因此要使制 动器满足一定的加力效果，关键在于合理确实定球槽斜角a。可以看出，当球槽斜角a减少时，加力系数变大，操纵省力。但 是，a的减少受到自刹的限制。如果a较小，如此只要压盘与摩擦片 开始接触后，不需要驾驶员的操纵力，制动器就会自行制动，这是我 们不希望的。因此，不自刹的条件为：tg 卩(Rp / Rg)(2-1)式中卩-摩擦系数Rp -擦力合力的作用半径；Rg-钢球至中心O的距离。加力系数愈大，表示操纵力减少愈多。但必须指出，加力

13、系数并 不代表操纵力实际减少的比例。因为实际操纵力取决于主拉杆的拉力 P，即Pi与P2的合力，而不是P与P2的代数和。其中Pi为斜拉杆对压 盘1的拉力；P2为斜拉杆对压盘2的拉力。从以上分析看出，盘式制动器之所以结构紧凑，在于它在同样体 积下可获得较多的摩擦面积。它的加力效果显著，使操纵力很小。并 与被制动轴的转动方向无关。由于摩擦面上的压力分布比拟均匀，因 此磨损均匀，延长了摩擦片的寿命，减少了调整次数。压力分布均匀 对于减少结构尺寸也很有利因为摩擦片的磨损取决于最大的单位压 力与单位摩滑功。此外，在盘式制动器中各径向力相互平衡，减少 了轴和轴承上的载荷。 2.2制动器的根本参数先确定制动力

14、矩Mr一、车辆在行驶中制动M = msgraq(L a) 0.7 2100 10 0.625 (1.95 0.78) N mr1 = 2im(LhT2 4.846 (1.95 0.7 0.7)_式中ms 车辆整机使用质量，m； =2100kg ;车辆驱动附着系数,=0.7 ;车辆驱动轮胎动力半径,=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 ；im 制动器至驱动轮的传动比，-=4.846 。二、车辆在坡道上停车m；g(sinf cos )讪 2100 10(sin 200.02 cos20 ) 0.625“Mr2=438 N

15、m(2im2 4.8462-3)式中一坡道停车时坡度角,=；f 车辆滚动阻力系数，f=0.02 ；取大值Mr N m作为制动器计算力矩确定摩擦盘尺寸摩擦盘的外径R2和内径R的数值主要取决于单位压力和单位摩 滑功。计算时假设单位压力q是均匀的，摩擦面上的单位压力可用下 式计算：Mr=Rpi (R； R2)q MP (2-4)iR；(1 c2)(1 c)在实际设计中，摩擦力的合力半径Rp，近似地可以按内外径的 平均值进展计算，即1Rp = 2(R R2) (2-5)假如令c R1 cR代入式2-4后，可得:(2-6)2MrR22Mri(1 c2)(1 c)q根据上述关系，便可按下式求得:(2-7)

16、国内的一般运输车辆q 300000 500000 N/m2 , 这里q =300000 N/m2 ,系数c的数值一般在0.50.6X 围内选择，这里选R22Mri(1 c2)(1 c)q为c=0.55 所以，有2 454.53.14 0.3 4 (1 0.552) (1 0.55) 3 10590.6 mm式中：卩一摩擦片的干摩擦系数，卩=0.3 ;i 摩擦面对数,i =4。R cR, x mm按上述方法求得的R和R2还应根据结构安排情况加以修整，查阅 国内运输车辆盘式制动器的有关参数，现对R和R2做一些修整，取 R =50mm, R2 =90mm制动器的磨损验算由2-4式可得出：压紧力金=0

17、.5 0；嚮0 90) 4=5411 N (2-8)2 (2-9单位压力 q= Q 厂=411 26 =307722 N/m(R2R1 ) 3.14 (9050 ) 10单位滑磨功p = qv式中V -线速度R2new= 3.14 0.09bvmaxiz200039=5.06m/s(2-10)式中 一发动机标定转速,=2000r/min变速箱最高档的传动比,=293839中央传动比，气 所以，有 p = qv X 303228 X MPa m/s单位压力q是制动器工作寿命的重要参数，取得过大，制动器易 磨损，但q值过小将增大制动器的尺寸，对于一般的国内运输车辆要 求q7时，每端的死圈约为11.

18、75圈。弹簧丝的直径d 0.5mm时，弹簧的两支承端面可不必磨平。d0.5mm的弹簧两支承3端面如此需磨平。磨平局部应不少于元周长的-，端头厚度一般不小 于, 8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F后， 各圈才开始别离，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

19、处产生 很大的弯曲应力，故只宜用于弹簧丝直径d 10mm的弹簧中13。 5.2圆柱螺旋弹簧的制造螺旋弹簧的制造工艺包括：卷制、挂钩的制作或端面圈的精加工、 热处理、工艺性试验和强压处理等。卷制分冷卷与热卷两种。冷卷用于经预先热处理后拉成的直径 d(8 - 10)mm的弹簧丝；直径较大的弹簧丝制作的强力弹簧如此用热 卷。热卷时的温度随弹簧丝的粗细在800 1000 C的X围内选择23 o对于重要的压缩弹簧，为了保证两端的承压面与其轴线垂直，应 将端面圈在专用的磨床上磨平。对于拉伸弹簧和扭转弹簧，为了便于 联接和加载，两端应制有挂钩或杆臂。弹簧制成后，如再进展一次强 压处理，一般可提高其承载能力的

20、25%o弹簧在完成上述工序后，均应进展热处理。冷卷后的弹簧只做回 火处理，以消除卷制时产生的内应力。热卷是需经淬火与中温回火处 理。热处理后的弹簧，外表不应出现显著的脱碳层。此外，弹簧还需要进展工艺实验和根据弹簧的技术条件的规定进 展精度、冲击、疲劳等试验，以检验弹簧是否符合技术要求。特别指 出的是，弹簧的持久强度和抗冲击强度，在很大程度上取决于弹簧丝 的外表状况，所以弹簧丝外表必须光洁，无裂纹和伤痕等缺陷。外表 脱碳会严重影响材料的疲劳强度和抗冲击性能。为了提高承载能力，还可在弹簧制成后进展强压处理或喷丸处 理。强压处理是使弹簧在超过极限载荷作用下持续6 48h，以便在弹 簧丝截面的表层高应

21、力区产生塑形变形和有益的与工作应力反向的 剩余应力，使弹簧在工作时的最大应力下降，从而提高弹簧的承载能 力。但用于长期振动、高温或腐蚀性介质中的弹簧，不宜进展强压处 理13 o 5.3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，以与良好的可热处理 性o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弹簧参数名称压盘回锁定踏板回差速锁差速锁拔叉参数位弹簧爪扭簧位弹簧摇臂扭簧回位弹簧材料弹簧钢弹簧钢弹簧钢弹簧钢弹簧钢丝一II丝一II丝

22、一II丝一II丝一II弹簧丝直径2 5 0.05厶 2 0.0244弹簧外径21弹簧内径2520自由长度1301755旋向任意左任意右任意工作圈数31%25%37总圈数实验高度或长度实验载荷19232公斤第六章盘式制动器花键设计 6.1花键的类型、特点和应用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。花键连接是由外花键和内花键组成，工作时依靠键齿的侧面来传 递转矩。由于它是多齿传递载荷，所以花键连接的承受能力高，同时 齿槽较浅，故对轴的削弱较小，且定心与导向性良好，但其加工复杂， 需要专用设备。花键联接适用于定心精度要求高，载荷大或轮毂经常 作轴

23、向滑移的联接。渐开线花键的齿廓为渐开线，分度圆压力角有30和45两种，齿 顶高分别为0.5m和0.4m，此处m为模数。压力角为45的渐开线花 键，由于齿形钝而短，与压力角为30的渐开线花键相比，对连接件 的削弱较少，但齿的工作面高度较小，故承载能力较低，多用于载荷 较轻，直径较小的静连接13。在本设计中摩擦盘的轮毂就采用了分度圆压力角有30的渐开线 花键联接形式。 6.2花键参数确实定与强度校核1 :结合考虑现有刀具，这里初步定为齿数乙=14Zb=182丨查阅简明机械零件设计手册,表8-22 12渐开线花键的 尺寸系列，依据直径da =35 db=45和齿数乙=14 Zb3查阅简明机械零件设计

24、手册,表8-21 12渐开线花键联 接的要素、代号与公式，可知：分度圆压力角a =30 ;理论工作齿 高h=m ；分度 圆直径da =35 mm db =45 mm ；分度圆弧齿厚Sa = Sb mm4定心方式：1一般情况下，推荐优先采用齿形定中心，因 为这种定心方式对中性好，能获得多数齿同时接触。2.按外径定中心， 如径向负荷较大，齿形配合又需选用动配合的传动机构。这种定 心方式：d=m(z+1.4)；外花键齿顶倒角深度f=0.2m ；为获得较大定位面积，推荐模数m不小于2.5,渐开线花键参数如表6-1所示：表6-1 渐开线花键参数标号参数7、ab孔轴孔轴齿数14141818模数分度圆压力角

25、300300300300分度圆直径35354545齿条原始齿形位移花键外径40H 1200.03339.5f 7（ 0.03；）51H 1200.03350f 7（ 0.08：）花键内径35H1100.0173445H1100.01644分度圆弧齿厚或齿5 37 0.12555 0.0455 37 0.03555 0.0855 37 0.12553 0.0455 37 0.03556 0.085槽宽量棒直径4.4 0.0014.7730.0014.4 0.0014.773 0.001量棒间距离31.092 0.00844.305 0.14741.094 0需54.415 0.05定心方式齿形齿

26、形齿形齿形定心外表粗糙度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 da =35 mm db =45 mm，摩擦盘轮毂宽度为 L=18 mm N m ,许用压力 p a=60 MPa, p b=40 MPa试确定花键的齿数Z由公式p=2T 103hldzp 6-1式中L 齿的工作长度，这里取L=18mm；h 花键齿侧面的工作高度，渐开线花键，=30 查设计手册取h=m=；d 花键的平均直径,这里取d =35mmdb =45mm；a7p花键联接的许用压力,单位MPa,查手册取p=50MPa 。可得出，齿数Z:2T 103 =2 454.5 103Zahldapa = 0.7 2.

27、5 18 35 602T 1032 454.5 103zb=hldbPb0.7 2.5 18 45 40这里取为Za =14、=18。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，动联接如此按工作面上的压力进展条件性的强度计算。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dm处，并引入系数书来考虑实际载荷在 各花键齿上分配不均的影响，如此花键联接的强度条件为：332T 102 454.5 10静联接 p =58.9MPa v p p Zhlda 0.7 14 2.5 18 35pa2

28、T 1032 454 5 103p =10=35.6MPa v p Zhldb 0.7 18 2.5 18 45pb332T 102 454.5 10动联接 pa = =58.9MPa v paZhlda0.7 14 2.5 18 352T 1032 454 5 103pb= =35.6MPa v pbZhldb 0.7 18 2.5 18 45静联接、动联接均满足设计要求，故适宜 部，其中制动器设计开展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没 有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学 习的。本次设计是盘式制动器局部制动器器是车辆不可或缺的一局我在盘式制动器的设计中给予了分块

29、处理：制动器概述、主要参 数确实定、摩擦材料、摩擦盘、压盘、弹簧以与花键的设计和校核。 在设计中以制动器的作用和意义为主线，来确定较为合理的方案和参 数，以使制动器的合理性、经济性、可靠性和安全性得到保证。 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尺寸不长，其工作外表 的面积仅为制动盘面积的12 %6%,故散热性较好。2、水稳定性较好。因为制动衬块对盘的单位压力高，易将水挤 出，同时在离心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上衬块对盘的擦 拭作用，因而，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常；而鼓式制 动器如此需经过十余次制动方能恢复正常制动效能。3、制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。4、在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的质量和 尺寸比鼓式要小。5、盘式的摩擦衬块比鼓式的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构 也较简单，维修保养容易。6、制动盘与摩擦衬块间的间隙小），这就缩短了油缸活塞的操 作时间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。7、制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程 损失，这也使间隙自动调整装置的设计可以简化。盘式制动器的主要缺点是：制动比拟粗暴。两个粘有摩擦衬面的 摩擦盘能在花键轴上来回滑动，是制动器的旋转局部。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， 所以制