盘式制动器主要部件的设计

哈尔滨华德学院本科毕业设计（论文）第4章制动系统的设计计算4.1制动系统的主要技术参数空载的质量ma’：1140kg满载的质量ma：1490kg轴距L：2700mm空载质心高度hg'：640mm满载质心高度hg：620mm质心距前轴距离L1：1520mm质心距后轴距离L2：1180mm车轮滚动半径R：316mm选取设计车型的轮胎规格为205/55R16，所以车轮滚动半径的算法为205×55%×2+（16×25.4）=316mm。4.2制动系统的主要计算轮胎与路面的附着系数相当于轮胎与路面的摩擦系数，同时还受到轮胎胎面材质、花纹、路面等变化有关，通常情况下附着系数列表值如下表：表4-1路面附着系数列表根据上表所示，本设计选取通常干燥路面的附着系数Ф=0.8。4.2.1同步附着系数的确定和制动力分配系数的计算对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数Ф等于同步附着系数Ф₀的路面上，前、后制动器才会同时抱死。国外文献推荐满载时轿车的同步附着系数Ф₀≥0.6。所以本设计中取同步附着系数Ф₀=0.6。根据所选定的同步附着系数和参考文献[19],可知公式（4-1）算出空载时制动力分配系数满载时制动力分配系数4.2.2前后轴车轮制动器制动力的计算根据参考文献[19]可知，对后轴车轮的接地点取力矩，可得平衡公式(4-2)对前轴车轮的接地点取力矩，可得平衡公式(4-3)式中Z1:汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力,N；Z2:汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力,N；G：汽车的重力，N；m:汽车质量，kg；du/dt：汽车制动减速度，m/s²；因为du/dt=φg经化简，可得(4-4)所以在空载时：又因为（4-6）（4-7）式中Ff₁：前轴车轮的制动器制动力，NFf₂：后轴车轮的制动器制动力，N根据参考文献[19]可知，前后车轮附着力同时被充分利用的条件是：Ff₁+Ff₂=φG（4-8）（4-9）因为φG=0.8×1140×10=9120NN可得根据参考文献[19]查得，轿车的Ff₁/Ff₂比值范围为1.3-1.6，计算结果为1.6，所以符合条件。满载的验证方法同空载，符合条件。4.2.3前后轴制动器制动力矩的计算由条件可知φ>φ，此时根据参考文献[19]可知，制动强度的计算公式为（4-10）空载时：满载时：所以空载时，后轴的制动力矩为：N.m前轴的制动力矩为：N.m满载时，后轴的制动力矩为：N.m前轴的制动力矩为：N.m4.3制动器因数由参考文献[19]，第51页可知,可知钳盘式制动器的制动因数BF=2f=0.84.4制动器液压驱动机构设计计算4.4.1制动轮缸直径的确定与工作容积的计算根据参考文献[20]规定，踏板力Fp不应超过500N-700N，所以本设计中选取Fp=500N。根据有关知识，令踏板机构的传动比ip=3,真空助力器的真空助力比in=9，助力器工作效率η范围为0.85-0.95，在此取η=0.9。由上述已知条件，可得出制动轮缸对制动片的作用力P=F×η×ip×in=500×3×9×0.9=12150N。根据参考文献[19]，求制动轮缸直径dw的公式如下：dw=2√p/πp（4-16）P:考虑制动力调节装置作用下的轮缸或液压管路，取值范围为p=8Mpa-12Mpa。根据参考文献[21]可知，最高工作液压分为10,15,20,25Mpa四个压力级，而管路液压在制动时一般不超过10Mpa-12Mpa，在此取p=10Mpa。计算得：dw=2√12150/3.14×10⁷=39.3mm根据GB7524—87标准规定的轮缸直径尺寸系列，取dw=42mm，见表4—2。表4—2轮缸直径尺寸系列表（单位：mm）一个制动轮缸的工作容积：（4-17）δ=δ₁+δ₂+δ₃+δ₄（4-18）式中n：轮缸的活塞数目；此设计选用浮钳式的制动器，只有一侧有一个活塞，所以n=1；δ：—个轮缸完全制动时的行程，mm；δδδ所以一个制动轮缸的工作容积Vw=π/4×42²×(6+0.3)=8723.862（4-19）全部工作容积：（4-20）式中m：轮缸的数目，此设计车型为四轮全部是盘式制动，所以m=4所以，V=4×8723.862=34895.448mm³4.4.2制动主缸直径确定和工作容积的计算查参考文献[19]得，考虑到制动软管的变形，轿车制动主缸的工作容积可取Vm=1.1v，计算得Vm=1.1×34895.448=38384.99mm³，主缸内活塞行程Sm的要求为Sm=(0.8-1.2)dm，取dm=Sm，根据公式Vm=π/4dm²Sm可得，（4-21）根据GB7524—87标准规定，选取接近值dm=38mm作为制动主缸的直径。由计算可知，dw=42mm，dm=38mm，dw/dm=42/38=1.1。通常，汽车液压驱动机构制动轮缸的直径和制动主缸的直径之比dw/dm=0.9-1.2，所以主油缸和制动轮缸的设计符合要求。本章小结综合上述对盘式制动系统的分析和计算，从传递制动力开始直到完成制动作用，再到解除制动。主要研究集中在制动钳、主油缸、管路的分布及部分零件的设计和选择，如制动盘，制动块，活塞等。计算每一个系统的参数，选定一套最好的研究方案，根据其发展趋势尝试设计出能使其提高制动效能、防止生锈和粘污、减轻重量、降低成本、实用性更强寿命更长的汽车制动系统。第5章校核5.1管路压力校核管路的极限压力不考虑ABS系统的作用应该是地面的附着系数达到同步附着系数时管路中的压力。前、后制动器同时抱死时，根据前、后轮制动器制动力公式：(5-1)(5-2)式中Ff₁：前轴车轮的制动器制动力，N；Ff₂：后轴车轮的制动器制动力，N；P：前、后轮缸液压，Mpa；dw₁、dw₂：前、后制动轮缸的直径,mm；n₁、n₂：前后制动器单侧油缸数目；BF₁、BF₂：前后制动器效能因数；re：前后制动器有效制动半径,mm；R：车轮滚动半径，mm；由上述公式可推导出（5-3）经计算可得通常，制动管路工作压力小于10Mpa，所以此系统的管路压力符合要求。5.2制动踏板行程校核制动踏板工作行程的计算公式为：Xp=ip(Sm+δm₁+δm₂)（5-4）已知ip=3,Sm=38mmδm₁：主油缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm~2mmδm₂：主油缸活塞空行程，即主油缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主油缸上的旁通孔所经过的行程。本设计中取δm₂=5mm所以，Xp=3×(38+1.5+5)=133.5mm<150mm根据参考文献[22]GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》，踏板工作行程应不大于150mm，所以本设计符合要求。5.3制动踏板力校核由参考文献[18]可知，制动踏板力Fp可用下式进行验算：(5-5)根据4.4.1有关设计数据，ip=3,η=0.9,dm=38mm可得Fp=π/4×0.038²×6.48×10⁶×1/3×0.9=2720.496NFp'=Fp/is=2720.496/9=302.27N<500N根据参考文献[22]GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》规定，制动踏板力不应大于500N，所以计算结果符合要求。5.4制动距离校核制动距离是指机动车在规定的初速度下急踩刹车时，从脚接触制动踏板时起至车停止时驶过的距离。依据参考文献[22]GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》的规定，见下表：表5-1制动距离和制动稳定性要求制动距离的计算公式为:（5-6）式中v：制动初速度，查得表5-1，v取50km/h；τ、τ'：制动器作用时间，0.2-0.9s，取τ+τ'/2=0.9s,jmax：最大制动减速度，取jmax=7.84m/s²；将数据代入公式，计算得S=0.5×50/3.6+50²/25.92×7.84=19.8m<21m，所以制动距离符合要求。5.5摩擦衬片的磨损特性计算校核汽车制动过程是将汽车的一部分机械能（动能和势能）转化为热能并加以耗散的过程。在紧急制动过程中，制动器几乎承担着消耗汽车全部动力的任务。此时，由于制动摩擦在短时间内产生的热量来不及逸散到大气中，制动温度升高。这是制动器的能量负载。能量负荷越大，摩擦片磨损越严重。制动的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。前后轮比能量耗散率的计算公式为：（5-7）（5-8）式中δ：汽车回转质量换算系数；Ma：汽车质量，mg；v₁、v₂：汽车制动初速度与终速度，计算时轿车取v₁=100km/h(27.8m/s)；t：制动时间，s；按下式计算t=v1-v₂/j=27.6/6=4.63s（5-9）j：制动减速度，m/s²，j=0.6g=0.6×10=6m/s²；A₁、A₂：前、后制动器衬片的摩擦面积，根据设计尺寸，摩擦面积是：A=（5-10）在紧急制动到v₂=0时，并可近似地认为δ=1，则有（5-11）轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0w/mm²，故符合要求。5.6回位弹簧刚度强度的校核此设计中，回位弹簧选用圆柱螺旋压缩弹簧，所以设计计算按照圆柱螺旋压缩弹簧的要求。5.6.1根据工作条件选择材料并确定许用应力因为回位弹簧在一般的压力条件下工作，所以可以选择第Ⅲ类弹簧来考虑。材料选择为60Si2Mn(硅锰弹簧钢)，因为这种材料弹性好，回火稳定性好，能承受大载荷，具有良好的力学性能。假设弹簧的变形量λ₁=9mm，F₁=150N，λ₂=25mm，F₂=350N。由参考文献[22]表16-2可知，τ=800Mpa。5.6.2根据强度条件计算弹簧钢丝直径通常旋绕比C≈5-8，在此选C=6。根据活塞的设计及安装位置的确定，初设弹簧中径D=22mm，由于C=D/d，所以弹簧丝的直径d=D/C=22/8=2.75mm。由曲度系数K的计算公式：K=4C-1/4C-4+0.615/C（5-13）得，K=4×6-1/4×6-4+0.615/6=1.25查参考文献[23]，弹簧钢丝的直径计算公式：（5-14）计算得d≥1.6×√350×1.25×6/800=2.89mm根据参考文献[23]表16-5，查得d取3mm，因为D=22mm，则C=22/3=7.3，K=1.2，于是d'=1.6×√350×1.2×7.3/800=3.1mm经验证，计算结果与估取值相近，所以弹簧钢丝的直径d=3mm，此时D=22mm，D2=D+d=22+3=25mm。5.6.3根据刚度条件计算弹簧圈数弹簧的刚度为： KF=F₂-F₁/λ₂-λ₁=200/16=12.5N/mm（5-15）查参考文献[23]表16-2，G=80000Mpa，则弹簧圈数为（5-16）取n=6，此时弹簧的刚度为KF=6.08×12.5/6=12.6N/mm5.6.4验算（1）弹簧初拉力F₀=F₁-KFλ₁=150-12.6×9=36N（5-17）初应力（5-18）查参考文献[23]图16-9，当C=7.3时，弹簧初应力的选择范围为50Mpa~130Mpa，故此初应力值合适，且满足要求。（2）极限工作应力（5-19）（3）极限工作载荷（5-20）5.7驱动轴的强度校核5.7.1轴的强度校核在车轮高速运转时，突然踩下踏板，在液压的作用下，制动块和制动盘产生摩擦，使得制动盘瞬间停下，在这个瞬间，支撑轮毂轴承、带动制动盘运转的花键轴受到强烈的扭转的力，受到的弯矩很小，所以在此不作校核。已知发动机最大功率为103kw，最大功率转速为6300r/min，汽车满载时的重量为ma=1490kg，根据轮毂轴承装置的设计要求，查得参考文献[25]表4-3，选用的花键规格为6×26×30×6，材料选择为40Cr，查参考文献[23]可知，该材料许用切应力见下表：表5-2轴常用几种材料的[τ]其抗扭截面系数Wt=πd³/16=3.14×26³/16=3.449×10⁻⁶m³(5-22)根据列表选择τ=55Mpa,则扭转切应力（5-23）所以扭转应力符合要求。5.7.2花键连接强度计算根据参考文献[23]可知，在计算时假设载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力F作用在平均直径dm处,即传递扭矩并引入系数ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键连接的强度条件为（此处选用静连接）：（5-24）式中：dm为花键的平均直径,此处为矩形花键，计算公式为dm=(D+d)/2=(30+26)/2=28mm（5-25）转矩T：T=zFdm/2=6×(1490×10)/4×0.028/2=312.9N.m（5-26）ψ为载荷分布不均系数，与齿数多少有关，一般取ψ=0.7-0.8，齿数多时取偏小值；z为花键齿数，z=6；l为齿的工作长度，在此根据设计要求，选l=45mm；h为花键齿侧面的工作高度，矩形花键的计算公式为h=(D-d)/2-2C=(30-26)/2-2×0.3=1.4mm，C为倒角尺寸，查参考文献[25]表4-3可知C=0.3。经计算，δp=2×312.9×10³/0.7×6×1.4×45×28=84.46Mpa根据参考文献[23]查得，花键连接的许用挤压应力，见下表5-3所示。表5-3花键连接的许用挤压应力（Mpa）所以δp≤[δp],符合良好的使用情况。本章小结综合上述对盘式制动系统的校核，从传递制动力开始直到完成制动作用，再到解除制动。主要研究集中在制动钳、主油缸、管路的分布及部分零件的设计和选择，每一步都至关重要，马虎不得，一个系统设计的成功与否校核为其不可或缺的一部分，本章对制动系统的制动距离、弹簧、摩擦盘、花键、轴都进行了相应校核。结论为期几个月的毕业设计终于在我不断地研究和摸索中完成了。回顾做毕业设计的整个过程，我觉得是对大学四年所学知识的统一回顾和应用。在确定毕业设计题目以后，我查阅了许多文献资料并且利用自己在车企实习的机会，深入一线了解它的工作原理和认识相关的零部件。通过理论学习加实际考察，我对盘式制动系统结构有了一番了解。根据盘式制动的结构特点分析设计方案。在提出的多种设计方案中选择最合理的方案进