【畢業(yè)論文】盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)系設(shè)計(jì)【2014年汽車(chē)機(jī)械專(zhuān)業(yè)答辯資料】

哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -I- 摘 要 汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)直接影響著汽車(chē)行駛的安全性和停車(chē)的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車(chē)速的提高以及車(chē)流密度的日益正大，為了保證行車(chē)安全、停車(chē)可靠，汽車(chē)制動(dòng)系的可靠性顯得日益重要。也只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系工作可靠的汽車(chē)，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。 盤(pán)式制動(dòng)器又稱(chēng)為碟式制動(dòng)器，這種制動(dòng)器散熱快 、 重量輕 、 構(gòu)造簡(jiǎn)單 、調(diào)整方便 ， 特別是高負(fù)載時(shí)耐高溫性能好，制動(dòng)效果穩(wěn)定，而且不怕泥水侵襲，在冬季和惡劣路況下行車(chē)，盤(pán)式制動(dòng)比鼓式制動(dòng)更容易在較短的時(shí)間內(nèi)令車(chē)停下。有些盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)盤(pán)上還開(kāi)了許多小孔，加速通風(fēng)散熱 ， 提高制動(dòng)效率。 由制動(dòng)器設(shè)計(jì)的一般原則，綜合考慮制動(dòng)效能、制動(dòng)效能穩(wěn)定性、制動(dòng)間隙調(diào)整簡(jiǎn)便性、制動(dòng)器的尺寸和質(zhì)量及噪聲等諸多因素設(shè)計(jì)本產(chǎn)品。在設(shè)計(jì)中涉及到同步系數(shù)的選取、制動(dòng)器效能因素的選取、制動(dòng)力矩的計(jì)算，以及制動(dòng)器主要元件選取，最后對(duì)設(shè)計(jì)的制動(dòng)器進(jìn)行校核計(jì)算。 關(guān)鍵字： 盤(pán)式制動(dòng)器； 制動(dòng)系統(tǒng) ； 同步系數(shù) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -II- Abstract Automotive vehicle brake system directly affects the safety of driving and parking of reliability. With the rapid development of highway and the speed increased, and the increasing traffic density, CP, in order to ensure traffic safety, parking and reliable, the reliability of automotive brake systems become increasingly important. Only brake good, reliable car brake system in order to give full play to its dynamic performance. Disc brake, also known as disc brakes, which brake cooling fast, light weight, simple structure, easy adjustment, especially when the high temperature performance and high load, the braking effect of stability, but not afraid of mud invasion, and poor road conditions in winter Under the road, disc brake drum brake more easily than in a short period of time so that the car stopped. Some disc brake disk brake also opened a lot of holes to speed up ventilation, to improve braking efficiency. The general principles of the brake design, considering the braking performance, brake performance stability, ease of adjustment of brake clearance, the brake noise, the size and quality and design of this product and other factors. Synchronization involved in the design of the selection coefficient, selection of brake performance factors, the calculation of braking torque, and the main components of the brake selected for the final check on the calculation of brake design. Keywords: disc brake, brake system, synchronization coefficient 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -III- 全套圖紙， QQ 號(hào) 414951605 目 錄 摘要 . I ABSTRACT . II 目 錄 . III 第 1 章 緒論 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 設(shè)計(jì)任務(wù) . 3 1.3 制動(dòng)器的發(fā)展過(guò)程 . 3 第 2 章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 . 4 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -IV- 2.1 盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 . 4 2.1.1 固定鉗式盤(pán)式制動(dòng)器 . 5 2.1.2 浮動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器 . 5 2.2 制動(dòng)盤(pán)的分類(lèi)及選擇 . 6 2.3 奧迪 A8 型轎車(chē)盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)與工作原理 . 7 第 3 章 制動(dòng)器的主要參數(shù)及其選擇 . 9 3.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) . 9 3.2 同步附著系數(shù) . 15 3.3 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 . 16 3.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力 矩 . 18 3.5 利用附著系數(shù)與制動(dòng)效率 . 20 3.6 制動(dòng)器因數(shù) . 22 3.7 盤(pán)式制動(dòng)器主要參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定 . 23 第 4 章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 25 4.1 摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算 . 25 4.2 制動(dòng)器熱容量和溫升的核算 . 27 4.3 盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算 . 28 第 5 章 制動(dòng)器主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 . 31 5.1 制動(dòng)盤(pán) . 31 5.2 制動(dòng)鉗 . 31 5.3 制動(dòng)塊 . 32 5.4 襯塊警報(bào)裝置設(shè)計(jì) . 32 5.5 摩擦材料 . 32 5.6 制動(dòng)器間隙 . 33 5.7 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算 . 33 第 6 章 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 . 35 6.1 伺服制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式選擇 . 35 6.2 制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng) . 36 結(jié)論 . 38 致謝 . 39 參考文獻(xiàn) . 40 附錄 1 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 附錄 2 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -V- 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -1- 第 1 章 緒論 1.1 引言 現(xiàn)在，盤(pán)式制動(dòng)器在汽車(chē)上已經(jīng)越來(lái)越多的被采用，特別是在轎車(chē)上被廣泛使用。由此引起盤(pán)式制動(dòng)器市場(chǎng)的增加，鼓式制動(dòng)器的被代替。鑒于此本設(shè)計(jì)主要是通過(guò)研究來(lái)使自己增加知識(shí)，并嘗試獨(dú)立完成生產(chǎn)設(shè)計(jì)的過(guò)程。由于本人能力有限，設(shè)計(jì)中錯(cuò)誤與不妥之處在所難免，懇請(qǐng)各位導(dǎo)師批評(píng)指正。 制動(dòng)系的功用是強(qiáng)制行駛中的汽車(chē)減速或停車(chē)、使下坡行駛的汽車(chē)車(chē)速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車(chē)在原地（包括在斜坡上）駐留不動(dòng)的機(jī)構(gòu)。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車(chē)速的提高以及車(chē)流密集度的日益增大，為 了保證行車(chē)安全，汽車(chē)制動(dòng)系的工作可靠性顯得日益重要。 制動(dòng)系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動(dòng)裝置，即行車(chē)制動(dòng)裝置和駐車(chē)制動(dòng)裝置。 任何一套制動(dòng)裝置都由制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)兩部分組成。 目前廣泛使用的是摩擦式制動(dòng)器，摩擦式制動(dòng)器就其摩擦副的結(jié)構(gòu)形式可分為鼓式、盤(pán)式和帶式三種。其中盤(pán)式應(yīng)用較為廣泛。盤(pán)式制動(dòng)器的摩擦力產(chǎn)生于同汽車(chē)固定部位相連的部件與一個(gè)或幾個(gè)制動(dòng)盤(pán)兩端之間。其中摩擦材料僅能覆蓋制動(dòng)盤(pán)工作表面的一小部分的盤(pán)式制動(dòng)器稱(chēng)為鉗盤(pán)式制動(dòng)器；摩擦材料覆蓋制動(dòng)盤(pán)全部工作表面的盤(pán)式制動(dòng)稱(chēng)為全盤(pán)式制動(dòng)器。 與鼓式制動(dòng)器相 比，盤(pán)式制動(dòng)器的優(yōu)點(diǎn)如下： 熱穩(wěn)定性好。 水穩(wěn)定性好。 制動(dòng)穩(wěn)定性好 制動(dòng)力矩與汽車(chē)前進(jìn)和后退等行駛狀態(tài)無(wú)關(guān)。 在輸出同樣大小的制動(dòng)力矩條件下，盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量比鼓式的要小。 盤(pán)式制動(dòng)器的摩擦襯塊比鼓式制動(dòng)器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié)構(gòu)也較簡(jiǎn)單，維修、保養(yǎng)容易。 制動(dòng)盤(pán)與摩擦襯塊間的間隙?。?0.05mm0.15mm），因此縮短可油缸活塞的操作時(shí)間，并使制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比有增大的可能。 制動(dòng)盤(pán)的熱膨脹不會(huì)像制動(dòng)鼓熱膨脹那樣引起制動(dòng)踏板行程損失，這也 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -2- 使得間隙自動(dòng)調(diào)整裝置的設(shè)計(jì)可以簡(jiǎn)化。 易于 構(gòu)成多回路制動(dòng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車(chē)在任何車(chē)速下各車(chē)輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動(dòng)。 能方便地實(shí)現(xiàn)制動(dòng)器磨損報(bào)警，以便能及時(shí)地更換摩擦襯塊。 盤(pán)式制動(dòng)器又分為通風(fēng)盤(pán)式制動(dòng)器與實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器。通風(fēng)盤(pán)式制動(dòng)器由于為了通風(fēng)散熱，在制動(dòng)盤(pán)的兩個(gè)工作面之間鑄造出通風(fēng)孔道使散熱能力更強(qiáng)，不容易產(chǎn)生熱衰退，多用于馬力較大的汽車(chē)。而實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器用于馬力相對(duì)較小的車(chē)型，散熱能力相對(duì)較差。當(dāng)長(zhǎng)時(shí)間連續(xù)踩剎車(chē)，通風(fēng)盤(pán)式可以迅速把摩擦產(chǎn)生的熱散掉，使剎車(chē)性能不至于因?yàn)闇囟壬叨儾?，從而保證了行車(chē)安全。但是 由于盤(pán)片重量增加，可能油耗、維修成本等也相應(yīng)增加，而實(shí)心盤(pán)則不能長(zhǎng)時(shí)間踩剎車(chē)，但是使用成本、維修成本相對(duì)低些。 同時(shí)當(dāng)汽車(chē)前后同時(shí)采用盤(pán)式制動(dòng)器時(shí)汽車(chē)的穩(wěn)定性更好，由于成本的原因現(xiàn)階段僅在中高檔汽車(chē)中應(yīng)用，但其在汽車(chē)中的普及已經(jīng)成為必然趨勢(shì)。 （一）生產(chǎn)現(xiàn)狀 1.鼓式制動(dòng)器 據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，目前我國(guó)乘用車(chē)中剎車(chē)制動(dòng)器用鼓式制動(dòng)器約占 20%左右，并且鼓式制動(dòng)器目前已經(jīng)退出前輪制動(dòng)。目前鼓式制動(dòng)器只有在商用車(chē)上還占有絕大的比例，采用的是氣壓鼓式制動(dòng)系統(tǒng)。 2.盤(pán)式制動(dòng)器 2000 年以來(lái)，我國(guó)盤(pán)式制動(dòng)器市場(chǎng)需求增 長(zhǎng)速度發(fā)展非?？?。從中國(guó)汽車(chē)工業(yè)協(xié)會(huì)統(tǒng)計(jì)的情況來(lái)看， 2000 年我國(guó)盤(pán)式制動(dòng)器的產(chǎn)量只有 57.58 萬(wàn)套，到 2004 年迅速增長(zhǎng)到 468.72 萬(wàn)套，增長(zhǎng) 7 倍多，年平均增長(zhǎng)率高達(dá) 68.9%，2007 年增長(zhǎng)至 1000 萬(wàn)套左右。過(guò)去 5 年里，我國(guó)盤(pán)式制動(dòng)器應(yīng)用的增長(zhǎng)非常迅速。 （二）進(jìn)出口情況 2000 年以來(lái)，我國(guó)汽車(chē)制動(dòng)器產(chǎn)品進(jìn)出口規(guī)模增長(zhǎng)迅速。 2005 年與 2000年相比，出口金額從 26700 萬(wàn)美元增長(zhǎng)到 106544.35 萬(wàn)美元，增長(zhǎng)了 3 倍。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -3- 1.2 設(shè)計(jì)任務(wù) 設(shè)計(jì)內(nèi)容包括汽車(chē)制動(dòng)器的功能與設(shè)計(jì)要求，結(jié)構(gòu)方案的分析， 制動(dòng)力的分配，制動(dòng)器主要零件的選擇及主要參數(shù)的選取，制動(dòng)器各種參數(shù)的計(jì)算，主要零件的裝配尺寸鏈的分析計(jì)算。 1.3 制動(dòng)器的發(fā)展過(guò)程 自 2009 年以來(lái)，國(guó)內(nèi)乘用車(chē)制動(dòng)器技術(shù)應(yīng)用發(fā)生了較大變化。以往配裝在中高端車(chē)型上技術(shù)吧 制動(dòng)安全技術(shù)上得到了全面升級(jí)。這充分體現(xiàn)了盤(pán)式制動(dòng)器相比鼓式制動(dòng)器的有點(diǎn)還是很明顯的。另外，盤(pán)式制動(dòng)器可以方便地與 ABS 系統(tǒng)配合，避免剎車(chē)暴死現(xiàn)象發(fā)生。所以前后盤(pán)式制動(dòng)器轎車(chē)目前銷(xiāo)量前景呈直線上升趨勢(shì) 。 本章小結(jié) 盤(pán)式制動(dòng)器相比較鼓式制動(dòng)器有著明顯的優(yōu)點(diǎn)，但是由于成本的原因使得盤(pán)式制動(dòng)器 只局限在高中檔轎車(chē)中使用，所以盤(pán)式制動(dòng)器的發(fā)展前景是非常好的而且現(xiàn)在有著完善的制作工藝未來(lái)盤(pán)式制動(dòng)器取代鼓式制動(dòng)器成為必然的趨勢(shì)。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -4- 第 2 章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 2.1 盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)來(lái)分，盤(pán)式制動(dòng)器分為鉗盤(pán)式和全盤(pán)是制動(dòng)器兩大類(lèi)。 鉗盤(pán)式制動(dòng)器摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動(dòng)塊，后者裝在以螺栓固定于轉(zhuǎn)向節(jié)或橋殼上的制動(dòng)鉗體內(nèi)，如圖 2-1 所示。兩塊制動(dòng)塊之間裝有作為旋轉(zhuǎn)元件的制動(dòng)盤(pán)，制動(dòng)盤(pán)式以螺栓固定在輪轂上。制動(dòng)塊的摩擦襯塊與制動(dòng)盤(pán)的接觸面積很小 ，在盤(pán)上所占的中心角一般僅約為 30 50 ，故這種盤(pán)式制動(dòng)器又稱(chēng)為點(diǎn)盤(pán)式制動(dòng)器。其結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單，質(zhì)量小，散熱性較好，且借助于制動(dòng)盤(pán)的離心力作用易將泥水、污物等甩掉，維修方便。但因摩擦襯塊的面積較小，制動(dòng)時(shí)其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，因此，對(duì)摩擦材料的要求也較高。 圖 2-1 固定鉗盤(pán)式制動(dòng)器 1-輪轂凸緣 ；2-制動(dòng)盤(pán) ；3-復(fù)位彈簧 ；4-輪輻 ；5-鉗體 6-導(dǎo)向支承銷(xiāo) ；7-制動(dòng)塊 ；8-活塞 ；9-調(diào)整墊片 ；10-轉(zhuǎn)向節(jié) 全盤(pán)式制動(dòng)器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件居委圓盤(pán)形，制動(dòng)時(shí)各盤(pán)摩擦 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -5- 表面全部接觸。器工作原 理猶如離合器，故亦稱(chēng)為離合器式制動(dòng)器。用的較多的是多片全盤(pán)式制動(dòng)器，以便獲得較大的制動(dòng)力。但這種制動(dòng)器的散熱性能較差，為此，多采用油冷式，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)形式，鉗盤(pán)式制動(dòng)器又分為固定鉗式和浮動(dòng)鉗式兩種。 2.1.1 固定鉗式盤(pán)式制動(dòng)器 固定鉗式盤(pán)式制動(dòng)器如圖 2-1 所示，其制動(dòng)鉗體固定在轉(zhuǎn)向節(jié)（或橋殼）上，在制動(dòng)前提上有兩個(gè)液壓油缸，其中各裝有一個(gè)活塞。當(dāng)壓力有也進(jìn)入兩個(gè)油缸活塞外腔時(shí)，推動(dòng)兩個(gè)活塞向內(nèi)將位于制動(dòng)盤(pán)兩側(cè)的制動(dòng)塊總成壓緊到制動(dòng)盤(pán)上，從而將車(chē)輪制動(dòng)。當(dāng)放松制動(dòng)踏板使油液壓力減小時(shí)，回位彈簧 則將兩制動(dòng)塊總成及活塞推離制動(dòng)盤(pán)。這種結(jié)構(gòu)型式又稱(chēng)為對(duì)置活塞式或浮動(dòng)活塞式固定鉗式盤(pán)式制動(dòng)器。 2.1.2 浮動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器 浮動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)鉗體是浮動(dòng)的。其浮動(dòng)方式有兩種，如圖 2-2（ a）所示，一種是制動(dòng)鉗體可作平行滑動(dòng)，另一種的制動(dòng)鉗體可繞一支承銷(xiāo)擺動(dòng)。故有滑動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器和擺動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器之分。但它們的制動(dòng)油缸都是單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動(dòng)塊總成為活動(dòng)的，而另一側(cè)的制動(dòng)塊總成則固定在鉗體上。制動(dòng)時(shí)在油液壓力作用下，活塞推動(dòng)該側(cè)活動(dòng)的制動(dòng)塊總成壓向制動(dòng)盤(pán)的另一側(cè)，直到兩側(cè)的制動(dòng)塊總成的受力均 等為止。對(duì)擺動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，鉗體不是滑動(dòng)而是在與制動(dòng)盤(pán)垂直的平面內(nèi)擺動(dòng)。這就要求制動(dòng)摩擦襯塊為楔形的，摩擦表面對(duì)其背面的傾斜角為 6 左右，如圖 2-2（ b）所示。在使用過(guò)程中，摩擦襯塊最賤磨損到各處殘存厚度均勻（一般約為 1mm）后即應(yīng)更換。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -6- 圖 2-2 浮動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器工作原理圖 （ a） 滑動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器（ b）擺動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器 1-制動(dòng)盤(pán)； 2-制動(dòng)鉗體； 3-制動(dòng)塊總成； 4-帶磨損警報(bào)裝置的 制動(dòng)塊總成： 5-活塞； 6-制動(dòng)鉗支架 ； 7-導(dǎo)向銷(xiāo) 綜合 以上各項(xiàng)，參照所選定的車(chē)型，確定本設(shè)計(jì)中采用滑動(dòng)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式。 2.2 制動(dòng)盤(pán)的分類(lèi)及選擇 制動(dòng)盤(pán)分為實(shí)心盤(pán)式和通風(fēng)盤(pán)式。 實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)盤(pán)尺寸較小，而且盤(pán)上沒(méi)有通風(fēng)孔，長(zhǎng)時(shí)間剎車(chē)容易產(chǎn)生熱衰減，而且過(guò)水后容易產(chǎn)生短暫的剎車(chē)不靈現(xiàn)象。相對(duì)來(lái)說(shuō)造價(jià)更便宜，但剎車(chē)能力比鼓式剎車(chē)強(qiáng)很多。 通風(fēng)盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)盤(pán)尺寸較大，且盤(pán)上有規(guī)則布置的通風(fēng)孔，長(zhǎng)距離剎車(chē)熱衰減較少，剎車(chē)靈敏，但造價(jià)較貴，工藝較復(fù)雜 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -7- 本設(shè)計(jì)中采用的是前通風(fēng)盤(pán)后實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)。 2.3 奧迪 A8 型轎車(chē)盤(pán)式制動(dòng)器的 結(jié)構(gòu)與工作原理 奧迪 A8 型轎車(chē)盤(pán)式制動(dòng)器采用單杠浮動(dòng)鉗式結(jié)構(gòu)，制動(dòng)器由制動(dòng)盤(pán)、制動(dòng)鉗、導(dǎo)向銷(xiāo)、制動(dòng)塊液壓缸組成。 圖 2-3 某轎車(chē)鉗式盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)圖 當(dāng)汽車(chē)制動(dòng)時(shí)在油液壓力作用下，活塞推動(dòng)該側(cè)活動(dòng)的制動(dòng)塊總成壓靠到制動(dòng)盤(pán)，而反作用力則推動(dòng)鉗體連同固定在其上的制動(dòng)塊總成壓向制動(dòng)盤(pán) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -8- 的另一側(cè)直到兩側(cè)的制動(dòng)塊總成的壓力平均為止完成抱死。 本章小結(jié) 現(xiàn)階段的盤(pán)式制動(dòng)器中有鉗盤(pán)式和全盤(pán)式。一般轎車(chē)普遍使用鉗盤(pán)式制動(dòng)器，而全盤(pán)式制動(dòng)器只有在貨車(chē)或特種車(chē)中使用。 鉗盤(pán)式制動(dòng)器分為固定式和浮動(dòng)式，浮動(dòng)式又包括滑動(dòng)鉗式 和擺動(dòng)鉗式兩種。有的盤(pán)式制動(dòng)器上有通風(fēng)孔被稱(chēng)作通風(fēng)盤(pán)式制動(dòng)器，沒(méi)有通風(fēng)孔的成為實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器。 根據(jù)本設(shè)計(jì)中所選定的車(chē)型，設(shè)計(jì)中采用前通風(fēng)盤(pán)式后實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器，且均采用滑動(dòng)鉗式。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -9- 第 3 章 制動(dòng)器的主要參數(shù)及其選擇 奧迪 A8 型轎車(chē)設(shè)計(jì)參數(shù) 空車(chē)質(zhì)量： 1740kg 滿(mǎn)載質(zhì)量： 2265kg 軸距： 3074mm 質(zhì)心距前軸距離： 1500mm 質(zhì)心距后軸距離： 1574mm 質(zhì)心高度： 386mm 車(chē)輪有效半徑： 340mm 3.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 汽車(chē)制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車(chē)輪的滾動(dòng)阻力距和汽車(chē) 回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角速度 0 的車(chē)輪，其力矩平衡方程為 0Tf eB rF （ 3-1） 式中：fT 制動(dòng)器對(duì)車(chē)輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車(chē)輪旋轉(zhuǎn)方向相反， N.m； BF 地面作用于車(chē)輪上的 制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，其方向與汽車(chē)行駛方向相反， N； er 車(chē)輪有效半徑， m。 eff rTF （ 3-2） fF與地面制動(dòng)力 BF 的方向相反，當(dāng)車(chē)輪角速度 0 時(shí)，大小亦相等，且fF僅由制動(dòng)器參數(shù)所決定。即fF取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式、結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車(chē)輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓與氣壓 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -10- 成正比。當(dāng)加大踏板力以加大fT時(shí)，fF和 BF 均隨之增大。但地面制動(dòng)力 BF 受附著條件的限制，其值不可能大于附著力F，即 ZFF B （ 3-3） 或 ZFF B m a x （ 3-4） 式中： 車(chē)輪與地面間的附著系數(shù)； Z 地面與車(chē)輪的法向反力。 圖 3-1 制動(dòng)力fF、地面制動(dòng)力 BF 與 圖 3-2 制動(dòng)時(shí)的汽車(chē)受力圖 踏板力 PF 的關(guān)系 圖 3-2 所示為汽車(chē)在水平路面上制動(dòng)時(shí)的受力情況。圖中忽略了空氣阻力、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時(shí)汽車(chē)的慣性力偶矩以及汽車(chē)的滾動(dòng)阻力偶距。另外，在以下的分析中還忽略了制動(dòng)時(shí)車(chē)輪邊滾邊滑動(dòng)的情況，且附著系數(shù)只取一個(gè)定值 。 根據(jù)圖給出的汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的整車(chē)受力情況，并對(duì)后軸車(chē)輪的接地點(diǎn) 取力矩，的平衡式為 ghdtdumGLLZ 21 對(duì)前軸車(chē)輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -11- ghdtdumGLLZ 12 式中： 1Z 汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前軸車(chē)輪的法向反力， N； 2Z 汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)后軸車(chē)輪的法向反力， N； L 汽車(chē)軸距， mm； 1L 汽車(chē)質(zhì)心離前軸距離， mm； 2L 汽車(chē)質(zhì)心離后軸距離， mm； gh 汽車(chē)質(zhì)心高度， mm； G 汽車(chē)所受重力， N； m 汽車(chē)質(zhì)量， kg； dtdu 汽車(chē)制動(dòng)減速度， m/s2 。 根據(jù) 上述汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的整車(chē)受力分析，考慮到汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移及mgG ，式中 g 為重力加速度（ m/s2 ），則可求得汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前、后軸車(chē)輪的法向反力 1Z ， 2Z 分別為 )()(1221dtdughLLGZdtdughLLGZgg （ 3-5） 令 qgdtdu， q 稱(chēng)為制動(dòng)強(qiáng)度，則汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)汽車(chē)前、后軸車(chē)輪的法向反力 1Z ， 2Z 又可表達(dá)為 )()(1221ggqhLLGZqhLLGZ （ 3-6） 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -12- 若在附著系數(shù)為 的路面上制動(dòng)，前、后輪均抱死（同時(shí)抱死或先后抱死均可），此時(shí)汽車(chē)總的地面制動(dòng)力 )( 21 BBB FFF 等于汽車(chē)前、后軸車(chē)輪的總的附著力 )(21 FFF ,亦等于作用于質(zhì)心的制動(dòng)慣性力dtdum（如圖），即有 dtdumGFF B 或 gdtdu 代入式（ 3-5），則得水平地面作用域前、后軸車(chē)輪的法向反作用力的另一種形式： )()(1221gghLLGZhLLGZ （ 3-7） 汽車(chē)總的地面制動(dòng)力為 GqdtdugGFFF BBB 21 （ 3-8） 式中： q 制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱(chēng)比減速度或比制動(dòng)力： 21, BB FF 前后軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力。 由式（ 3-4） 式（ 3-6）及式（ 3-8）可求出前、后軸車(chē)輪的附著力為 )()()()(212221ggBggBqhLLGLhFLLGFqhLLGLhFLLGF （ 3-9） 當(dāng)汽車(chē)的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車(chē)前、后軸的軸荷分配，以及前、后車(chē)輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過(guò)程可能出現(xiàn)的 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -13- 情況有 3 種，即 （ 1） 前輪先抱死拖滑，然后 后輪再抱死拖滑： （ 2） 后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑： （ 3） 前、后輪同時(shí)抱死拖滑。 在上述 3 種情況中，顯然是第（ 3）種情況的附著條件利用得最好。 由式（ 3-8），式（ 3-9）求得在任何附著系數(shù) 的路面上，前、后車(chē)輪同時(shí)抱死即前、后軸車(chē)輪附著力同時(shí)被充分利用的條件為 )/()(/ 1221212121ggBBffBBffhLhLFFFFGFFFF （ 3-10） 式中 ；1fF 前軸車(chē)輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，111 ZFF Bf ； 2fF 后軸車(chē)輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，222 ZFF Bf ； 1BF 前軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力； 2BF 后軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力； 21,ZZ 地面對(duì)前、后軸車(chē)輪的法向反力； G 汽車(chē)重力； 21,LL 汽車(chē)質(zhì)心離前、后軸的距離； gh 汽車(chē)質(zhì)心高度。 由式（ 3-10）中消去 得 121222 2421fgfggf FhGLFGLhLhGF （ 3-11） 式中： L 汽車(chē)的軸距。 將上式繪成以21, ff FF為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡(jiǎn)稱(chēng) I 曲線，如圖 3-3 所示。如果汽車(chē)前、后輪制動(dòng)力21, ff FF能 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -14- 按 I 曲線的規(guī)律分配，則可保證汽車(chē)在任一附著系數(shù) 的路面上制動(dòng)時(shí)，均可使前、后車(chē)輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車(chē)尤其是貨車(chē)的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力之比值為一定值，并以前制動(dòng)器制動(dòng)力制動(dòng)力1fF與汽車(chē)的制動(dòng)器制動(dòng)力fF之比來(lái)表明分配的比例，稱(chēng)為汽車(chē)制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù) ，即 2111fffff FF FFF （ 3-12） 圖 3-3 某載貨汽車(chē)的 I 曲線與 曲線 綜上所述求得， 制動(dòng)時(shí)地面對(duì)前、后軸車(chē)輪的法向反力： 88.8757)86.67.01574(3074 8.917401 Z N 12.8294)86.67.01500(3074 8.917402 Z N 汽車(chē)總的地面制動(dòng)力： 4.1 1 9 3 67.08.91 7 4 021 BBB FFF N 前、后軸的附著力： NqhlLGLhFLLGF ggB 7 1 6 17.0)3 8 67.01 5 7 4(3 0 7 4 8.91 7 4 0)()( 221 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -15- 3.47757.0)3867.01500(3074 8.91740)( 12 gqhlLGF N 制動(dòng)強(qiáng)度： 7.08.9 86.6 gdtduq 汽車(chē)重力： 1 7 0 5 28.91 7 4 0 mgG N 前、后軸車(chē)輪制動(dòng)器制動(dòng)力： 84.71611 fF N 56.47742 fF N 前、后軸單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力計(jì)算： NFNF64.1193456.477446.1790484.7161010 制動(dòng)力分配系數(shù)： 6.01 ffFF 3.2 同步 附著系數(shù) 由式（ 3-12）可得 112ffFF （ 3-13） 式（ 3-13）在圖 3-3 中為一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為 /)1( 的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)為 的汽車(chē)的實(shí)際前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱(chēng) 線。圖中 線與 I曲線交于 B 點(diǎn) ,可求出 B 點(diǎn)處的附著系數(shù)0， 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -16- 則稱(chēng) 線與 I 線交點(diǎn)處的附著系數(shù)0為同步附著系數(shù)。 輪胎與地面的附著系數(shù)取得： 7.00 附著系數(shù)利用率： qGFB （ 3-14） 式中： BF 汽車(chē)總的地面制動(dòng)力 G 汽車(chē)所受重力 q 制動(dòng)強(qiáng)度 得出： 17.0 7.0 q 即當(dāng)0時(shí)，0q， 1 ，利用率最高。 3.3 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 前面的式（ 3-8），（ 3-14）已分別給出了制動(dòng)強(qiáng)度 q 和附著系數(shù)利用率 的定義式，下面再討論一下當(dāng)0，0和0時(shí)的 q 和 。 根據(jù)所選定的同步附著系數(shù)0，可由式（ 3-10）和式（ 3-13）求得 LhL g02 （ 3-15） L1 01 ghL （ 3-16） 式中： L 汽車(chē)軸距， 21 LLL 進(jìn)而求得 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -17- qhLGGqFgBB )(LF 021 （ 3-17） qhLLGGqFF gBB )()1()1( 012 （ 3-18） 當(dāng)0時(shí)，可能得到的最大總之動(dòng)力取決于前輪剛剛首選抱死的條件，即11 FFB 。由式（ 3-8），式（ 3-9），式（ 3-14）和式（ 3-17）得 gB hLGLF)( 02 2 （ 3-19） ghLLq)( 02 2 （ 3-20） ghLL)( 02 2 （ 3-21） 當(dāng)0時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于后輪剛剛首選抱死的條件，即22 FFB 。由式（ 3-8），式（ 3-9），式（ 3-14）和式（ 3-18）得 gB hLGLF)( 01 1 （ 3-22） ghLLq)( 01 1 （ 3-23） ghLL)( 01 1 (3-24) 對(duì)于 值恒定的汽車(chē)，為使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi) 不致過(guò)低，其0值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。因此在0的良好路面上緊急制動(dòng)時(shí)，總是后輪先抱死 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -18- 3.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 為保證汽車(chē)有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩。 最大制動(dòng)力式在汽車(chē)附著質(zhì)量被完全利用得條件下獲得的，這是制動(dòng)力與地面作用于車(chē)輪的法向反力 21,ZZ 成正比。由式（ 3-10）可知，雙軸汽車(chē)前、后車(chē)輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為 ggff hL hLZZFF01022121 式中： 21,LL 汽車(chē)質(zhì)心離前、后軸的距離； 0 同步附著系數(shù)； gh 汽車(chē)質(zhì)心高度。 通常，上式的比值：轎車(chē)約為 1.3 1.6 本設(shè)計(jì)中制動(dòng)力之比為 1.5。 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車(chē)輪的計(jì)算力矩所制約，即 eff rFT 11 eff rFT 22 式中：1fF 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力， 11 ZFf ； 2fF 后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力， 22 ZF f 1Z 作用于前軸車(chē)輪上的地面法向反力； 2Z 作用于后軸車(chē)輪上的地面法向反力； er 車(chē)輪有效半徑。 對(duì)于 常遇的道路條件較差、車(chē)速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)0 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -19- 值的汽車(chē)，為了保證在0的良好路面上（ 7.0 ）能夠制動(dòng)到后軸車(chē)輪和前軸車(chē)輪先后抱死滑移（此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度 q ），前、后軸的車(chē)輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為 egef rhLLGrZT )( 21m a x1 （ 3-25） m a x1m a x21ff TT （ 3-26） 對(duì)于選取較大0值的各類(lèi)汽車(chē)，則應(yīng)從保證汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來(lái)確定各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng)0時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度 q ，故所需的后軸和前軸的最大制動(dòng)力矩為 egf rqhLLGT )( 1m a x2 （ 3-27） m a x2m a x1 1 ff TT （ 3-28） 式中： 該車(chē)所能遇到的最大附著系數(shù)； q 制動(dòng)強(qiáng)度，由式（ 3-230 確定； er 車(chē)輪有效半徑。 一個(gè)車(chē)輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為按上列公式計(jì)算所得結(jié)果的半值。 綜上所述得： 6.16231000 13407.0)3867.01500(307417052m a x2 fT N.m 4.2 43 56.1 62 36.01 6.0m a x1 fT N.m 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -20- 3.5 利用附著系數(shù)與制動(dòng)效率 制動(dòng)力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線（見(jiàn)圖3-4）予以評(píng)定。 圖 3-4 某貨車(chē)的利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線 利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)強(qiáng)度 q 下，不發(fā)生任何車(chē)輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù) 。圖 3-4 是與圖 3-3 的前、后制動(dòng)力分配 曲線相對(duì)應(yīng)的同一型號(hào)汽車(chē)的利用附著系數(shù)曲線。其最理想的情況是利用附著系數(shù) 等于制動(dòng)強(qiáng)度 q 這一關(guān)系，即圖 3-4 中的 45 線（ q ）。 汽車(chē)前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時(shí)抱死時(shí)產(chǎn)生的減速度為 qgdtdu，則 GqdtdugGFF Bf 11 而由式（ 3-6），有 )( 21 gqhLLGZ 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -21- 可得前軸車(chē)輪的利用附著系 數(shù)為 )(1 2111gBqhLLqZF （ 3-29） 同樣，如下可求出后軸車(chē)輪的利用附著系數(shù) 2 。 GqdtdugGF B )1()1(2 而由式（ 3-6），有 )( 12 gqhLLGZ 故后軸車(chē)輪的利用附著系數(shù) 2 為 )(1)1(1222gBqhLLqZF （ 3-30） 得出：前、后軸車(chē)輪的利用附著系數(shù)為 6.0)3867.01 5 74(3 0 7411 7.0)3867.01500(3074 17.0)6.01(2 制動(dòng)效率為車(chē)輪不抱死的最大制動(dòng)減速度與車(chē)輪和地面間摩擦因素之比值。亦即車(chē)輪將要抱死時(shí)的制動(dòng)強(qiáng)度與被利用得附著系數(shù)之比，即制動(dòng)效率 E可表示為 qE 由式（ 3-29）和式（ 3-30）即可求出汽車(chē)前軸車(chē)輪和后軸車(chē)輪的制動(dòng)效率。 汽車(chē)前軸車(chē)輪的制動(dòng)效率 為 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -22- LhLLqEg /1211 （ 3-31） 汽車(chē)后軸車(chē)輪的制動(dòng)效率為 LhLLqEg /)1(/2122 （ 3-32） 得出汽車(chē)前、后軸車(chē)輪的制動(dòng)效率為 (同步附著系數(shù) 7.00 時(shí)，制動(dòng)強(qiáng)度7.0q ) 98.03074/3866.06.0 3074/15741 E 13 0 7 4/3867.0)6.01( 3 0 7 4/1 5 0 02 E 3.6 制動(dòng)器因數(shù) 制動(dòng)器因數(shù) BF 可以用下式表述： P fNfNBF 21 （ 3-33） 式中： 21, fNfN 制動(dòng)器摩擦副工作表面間的摩擦力； 21,NN 制動(dòng)器摩擦副工作表面間的法向力，對(duì)盤(pán)式制動(dòng)器， 21 NN ； f 制動(dòng)器摩擦副工作表面間的摩擦系數(shù)； P 盤(pán)式制動(dòng)器襯塊上的作用力。 制動(dòng)器因數(shù)在制動(dòng)盤(pán)的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 PRTBF f （ 3-34） 式中：fT 制動(dòng)器的摩擦力矩； R 制動(dòng)盤(pán) 的作用半徑； P 輸入力，一般取加于兩制動(dòng)塊的壓緊力的平均值為輸入力。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -23- 對(duì)于鉗盤(pán)式制動(dòng)器，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力均為 P ，則制動(dòng)盤(pán)在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 fP2 ，此處 f 為盤(pán)與制動(dòng)塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為 fPfPBF 22 （ 3-35） 式中： f 摩擦系數(shù)。（取 3.0f ） 得出制動(dòng)器因數(shù)為： 6.03.02 BF 3.7 盤(pán)式制動(dòng)器主要參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定 1.制動(dòng)盤(pán)直徑 D 制動(dòng)盤(pán)直徑 D 希望盡量答謝，這時(shí)制動(dòng)盤(pán)的有效半徑得以增大，就可以降低制動(dòng)鉗的壓緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但 制動(dòng)盤(pán)直徑 D選擇為輪輞直徑的 70 79，而總質(zhì)量大于 2t 的汽車(chē)應(yīng)取其上限。 本設(shè)計(jì)中前通風(fēng)盤(pán)直徑 323D mm，后普通實(shí)心盤(pán)直徑 280D mm。 2.制動(dòng)盤(pán)的厚度 h 制動(dòng)盤(pán)厚度 h 直接影響著制動(dòng)盤(pán)質(zhì)量金額工作室的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動(dòng)盤(pán)厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫升，制動(dòng)盤(pán)厚度又不宜過(guò) 小。制動(dòng)盤(pán)可以制成實(shí)心的，而為了通風(fēng)散熱，又可在制動(dòng)盤(pán)的兩工作表面之間住處通風(fēng)孔道。通常，實(shí)心制動(dòng)盤(pán)厚度可取為 10 20mm；具有通風(fēng)孔道的制動(dòng)盤(pán)的兩工作面之間的尺寸，即制動(dòng)盤(pán)的厚度可取為 2050mm，但多采用 20 30mm。 本設(shè)計(jì)中前通風(fēng)盤(pán)厚度為 30mm，后實(shí)心盤(pán)厚度為 16mm。 3.摩擦襯塊內(nèi)半徑 1R 與外半徑 2R 摩擦襯塊的外半徑 2R 與內(nèi)半徑 1R 的比值不大于 1.5。若此比值偏大，工作室摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。初選外徑略小于制動(dòng)盤(pán)直徑（ 323mm,280mm）即初選摩擦襯塊外徑 2502 R mm 2104 R mm，摩擦襯塊內(nèi)徑初選 1701 R mm 1403 Rmm。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -24- 5.15.1/ 12 RR 合格， 5.14.1/ 34 RR 合格。 4.摩擦襯塊工作面積 A 根據(jù)制動(dòng)摩擦襯塊單位面積占有的汽車(chē)質(zhì)量在 6.1 5.3 kg/cm2 范圍內(nèi)選取 。 （初選 2A ） 由 5.20 AfF kg/cm2 則： 4.278.92 1)3.046.1790(1 A cm2 27.188.92 1)3.064.1193(2 A cm2 計(jì)算出的面積為摩擦片最小面積，初選摩擦面積為 451 A cm2 342 A cm2 本章小結(jié) 本章主要是針對(duì)本設(shè)計(jì)中所需參數(shù)的計(jì)算，其中包括了制動(dòng)力分配系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度、汽車(chē)對(duì)地面的制動(dòng) 力、汽車(chē)重力、前后軸附著力、制動(dòng)器制動(dòng)力、單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力、同步附著系數(shù)、附著系數(shù)利用率、制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩、制動(dòng)效率、制動(dòng)器因數(shù)以及制動(dòng)盤(pán)直徑、厚度、內(nèi)外徑和摩擦襯塊工作面積的計(jì)算和選取。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -25- 第 4 章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算 試驗(yàn)表明，摩擦表面餓的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等式影響磨損的重要因素。 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱(chēng)為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為 W/mm2 。 雙軸汽車(chē)的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 )1(2)(212)(21222212122211tAvvmetAvvmeaa （ 4-1） 式中： 汽車(chē)回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； am 汽車(chē)總質(zhì)量； 21,vv 汽車(chē)初速度與終速度， m/s；計(jì)算時(shí)轎車(chē)取 1001 v km/h(27.8m/s) t 制動(dòng)時(shí)間， s；按下式計(jì)算 jvvt 21 j 制動(dòng)減速度， m/s2 ，計(jì)算時(shí)取 gj 6.0 ； 21,AA 前、后制動(dòng)器襯塊的摩擦面積； 制 動(dòng)力分配系數(shù) 在緊急制動(dòng)到 02 v 時(shí)，并可近似地認(rèn)為 1 ，則有 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -26- )1(22122122121211tAvmetAvmeaa （ 4-2） sj vvt 3.466.0 8.2721 0.69.04 5 0 03.462 6.08.271 7 4 05.0 21 e 合適 0.605.034003.462 6.08.2717405.02 e 合適 轎車(chē)盤(pán)式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于 0.6 W/mm2 。比能量耗散率過(guò)高，不僅會(huì)加快制動(dòng)摩擦襯塊的磨損，而且可能引起制動(dòng)盤(pán)的龜裂。 磨損特性指標(biāo)也可用襯塊的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來(lái)計(jì)算。 單個(gè)車(chē)輪制動(dòng)器的比摩擦力為 RATF ff 0 （ 4-3） 式中：fT 單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩 R 制動(dòng) 盤(pán)有效半徑 A 單個(gè)制動(dòng)器襯塊摩擦面積 7.03400340210006.16238.04500340210004.24350201ffFF 磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯塊在制動(dòng)過(guò)程中由最高制動(dòng)初速度至停車(chē)所完成的單位襯塊面積的滑磨功，即比滑磨功fL來(lái)衡量： faaf LAvmL 22 m a x （ 4-4） 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -27- 式中：am 汽車(chē)總質(zhì)量， kg； maxav 汽車(chē)最高車(chē)速， m/s； A 車(chē)輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯塊的總摩擦面積， cm2 ； fL 許用比滑磨功，對(duì)轎車(chē)取 1000fL 1500 J/cm2 。 faaf LAvmL 4.1148)14211725(14.322 4.6917402 2222 22 m a x1 4.2 制動(dòng)器熱容量和溫升的核算 要核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿(mǎn)足下列條件： Ltcmcmbbdd （ 4-5） 式中：dm 各制動(dòng)盤(pán)的總質(zhì)量； 14dmkg bm 與各制動(dòng)盤(pán)相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動(dòng)鉗體等）的總質(zhì)量； 25bmkg dc 制動(dòng)盤(pán)材料的比熱容，對(duì)鑄鐵 482c J/(kg.K)，對(duì)鋁合金 880c J/(kg.K)； t 制動(dòng)盤(pán)的溫升（一次由 30avkm/h 到完全停車(chē)的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過(guò) 15）； 14t Jtcmcm hhdd 3 4 1 1 8 014)254 8 2148 8 0( ）（ L 滿(mǎn)載汽車(chē)制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，由于制動(dòng)過(guò)程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -28- )1(222221aaaavmLvmL （ 4-6） 式中：am 滿(mǎn)載汽車(chē)總質(zhì)量； 1740amkg av 汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的初速度，可取 20avm/s； 汽車(chē)制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。 6.0 2 0 8 8 0 02 6.0201 7 4 02 221 aa vmL1 3 9 2 0 02 4.0201 7 4 0)1(2 222 aa vmL J 而 208800J 139200J 制動(dòng) 器的熱容量與溫升符合要求。 4.3 盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算 盤(pán)式制動(dòng)器的計(jì)算用簡(jiǎn)圖如圖 4-1 所示，若襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤(pán)接觸良好且各處的單位壓力分布均勻，則盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 fNRTf 2 （ 4-7） 式中： f 摩擦系數(shù)： 3.0f N 單 側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力，見(jiàn)圖 4-1； R 作用半徑。 對(duì)于常見(jiàn)的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，則取 R 為平均半徑mR或有效半徑eR已足夠精確。如圖 4-2 所示，平均半徑為 2 1 02 1 7 02 5 02 211 RRR m mm 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -29- 1 7 52 1 4 02 1 02 212 RRR m mm 式中： 1R ， 2R 扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑，進(jìn)圖 4-2 圖 4-1 盤(pán)式制動(dòng)器的計(jì)算用簡(jiǎn)圖 圖 4-2 盤(pán)式制動(dòng)器的作用半徑計(jì)算用圖 根據(jù)圖 4-2，在任一單位面積 RdRd 上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤(pán)中心的力矩為dRdfqR 2 ，式中 q 為襯塊與制動(dòng)盤(pán)之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動(dòng)塊作用于制動(dòng)盤(pán)上的制動(dòng)力矩為 21 )(322 31322RRf RRfqd R dfq RT 得到： 7.121721 fT N.m 8.81122 fT N.m 單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤(pán)的總摩擦力為 21 )( 2122RR RRfqf q R d R dfN 得到 ； 3.57291 fN N 8.45772 fN N 得有效半徑為 )2()(134)( )(322 212212121223132 RRRRRRRRRRfNTR fe 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -30- 得： 2121 eRmm 1772 eR mm 令 mRR 21，則有 me RmmR 2)1(134 因 121 RRm ，41)1( 2 mm， 故 mmRmmRme 2 1 02 1 2 11 mmRmmR me 1 7 51 7 7 22 所以此方法成立。 本章小結(jié) 本章是關(guān)于制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算包括了摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算、制動(dòng)器熱容量和溫升的核算以及盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算。 通過(guò)摩擦襯塊的磨損計(jì)算看出是否符合比滑磨功，動(dòng)動(dòng)器熱容量和溫升的核算的出前后軸的的熱分配比是否符合設(shè)計(jì)參數(shù)，盤(pán)式制 動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算得出有效半徑及單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的制動(dòng)力矩。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -31- 第 5 章 制動(dòng)器主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 5.1 制動(dòng)盤(pán) 制動(dòng)盤(pán)一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加 Cr， Ni 等的合金鑄鐵制成。其結(jié)構(gòu)形狀有平板形（用于全盤(pán)式制動(dòng)器）和禮貌形（用于鉗盤(pán)式制動(dòng)器）兩種。后一種的圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。 制動(dòng)盤(pán)在工作時(shí)不僅承受著制動(dòng)塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負(fù)荷。為了改善冷卻效果，鉗盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)盤(pán)有的鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤(pán)，這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約為 20 30，但盤(pán)的整體厚度較厚。而一般不帶通風(fēng)槽的轎車(chē)制動(dòng)盤(pán)，其厚度約在 1020mm。 本設(shè)計(jì)中制動(dòng)盤(pán)的裝上整車(chē)后，上緊幅板螺栓后，每個(gè)螺栓的擰緊力矩為 51N.m 盤(pán)兩摩擦表面的擺動(dòng)量不大于 0.10。制動(dòng)盤(pán)的材料為 QT600-3、GB1348。 5.2 制動(dòng)鉗 制動(dòng)鉗由可鍛鑄鐵 KTH370-12 或球墨鑄鐵 QT400-18 制造，也可用輕合金制造的，例如鋁合金壓鑄。可做成整體的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開(kāi)口，以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊。制動(dòng)鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。一般多在鉗體上加工出制動(dòng)油缸， 也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。鉗盤(pán)式制動(dòng)器油缸直徑比鼓式制動(dòng)器的輪缸大得多。為了減少傳給制動(dòng)液的熱量，多將杯形活塞的開(kāi)口端頂靠制動(dòng)塊的背板。有的將活塞開(kāi)口端部切成階梯狀，形成兩個(gè)相對(duì)且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面。活塞由鑄鋁合金制造。為了提高其耐磨損性能，活塞的工作表面進(jìn)行鍍烙處理。當(dāng)制動(dòng)鉗體由鋁合金制造時(shí)，減少傳給制動(dòng)液的熱量則成為必須解決的問(wèn)題。為此，應(yīng)減小活塞與制動(dòng)塊背板的接觸面積，有時(shí)也可采用非金屬活塞。 制動(dòng)鉗在汽車(chē)上的安裝位置可在車(chē)軸的前方或后方。制動(dòng)鉗位于車(chē)軸前可避免輪胎甩出來(lái)的泥、水進(jìn) 入制動(dòng)鉗，位于車(chē)軸后則可減小制動(dòng)時(shí)輪轂軸承的合成載荷。 本設(shè)計(jì)中制動(dòng)鉗為整體式的，鉗體由球墨鑄鐵制造，活塞為鋁合金制。且制動(dòng)鉗位于車(chē)軸前方。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -32- 5.3 制動(dòng)塊 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結(jié)在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長(zhǎng)圓形的。活塞應(yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，一面襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動(dòng)塊背板由鋼板制成。為了避免職稱(chēng)是產(chǎn)生的熱量傳給制動(dòng)鉗而引起制動(dòng)液氣化和減小制動(dòng)噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴漆）一層隔熱減振墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等 原因，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。據(jù)統(tǒng)計(jì)，日本轎車(chē)和輕型汽車(chē)摩擦襯塊的厚度在 7.5mm 16mm 之間。許多盤(pán)式制動(dòng)器裝有摩擦襯塊磨損達(dá)到極限時(shí)的警報(bào)裝置，以便能及時(shí)更換摩擦襯塊。 本設(shè)計(jì)中摩擦襯塊和背板為鉚接在一起的，制動(dòng)塊為扇形的，摩擦襯塊的厚度為 14mm。 5.4 襯塊警報(bào)裝置設(shè)計(jì) 圖 5-1 盤(pán)式制動(dòng)器的報(bào)警裝置 1-制動(dòng)盤(pán) ；2-摩擦襯塊 ；3-制動(dòng)塊背板 ；4-鉚釘 ；5-警告片 ；6-警告燈 ；7-觸點(diǎn) 此次設(shè)計(jì)的襯塊報(bào)警裝置采用單觸點(diǎn)式報(bào)警系統(tǒng)摩擦片最大磨損厚度為7mm，當(dāng)摩擦片 大于 7mm 時(shí)，制動(dòng)盤(pán)與制動(dòng)塊背板上的警告片相摩擦，這樣就使得連接于制動(dòng)塊觸點(diǎn)上的警告燈亮起。從而起到了報(bào)警的作用。 5.5 摩擦材料 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -33- 污染和對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。奧迪 A8 轎車(chē)選取以是棉纖維為主并與樹(shù)脂粘結(jié)劑，調(diào)整摩擦性能的填充物（由無(wú)機(jī)粉末及橡膠，聚合樹(shù)脂等配成為石磨）等混合而成。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0.3 0.5，少數(shù)可達(dá) 0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取 0.3 0.35。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差 5.6 制動(dòng)器間隙 鉗盤(pán)式制動(dòng)器不僅制動(dòng)間隙?。▎蝹?cè) 0.05mm 0.15mm），而且制動(dòng)盤(pán)受熱膨脹后對(duì)軸向間隙幾乎沒(méi)有影響，所以一般都采用一次調(diào)準(zhǔn)式間隙自調(diào)裝置。 本設(shè)計(jì)中制動(dòng)間隙為 0.15mm。 5.7 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算 如果已知鉚釘?shù)臄?shù)目 n，鉚釘?shù)闹睆?d 及材料，即可驗(yàn)算其剪切應(yīng)力 ： ndTndTff2m a x222m a x1144 (5-1) 式中： 鉚釘材料的許用剪切應(yīng)力。 參照 GB/T17880.5-1999 3 8 0 0861644.2 4 3 521 3 8 0 0571646.1 6 2 322 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -34- 本章小結(jié) 本章主要是盤(pán)式制動(dòng)器在設(shè)計(jì)中關(guān)于零部件的選取包括制動(dòng)盤(pán)、制動(dòng)鉗、制動(dòng)塊、制動(dòng)塊警報(bào)裝置、摩擦材料、制動(dòng)間隙的設(shè)計(jì)和選著以及鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力的驗(yàn)算。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） -35- 第 6 章 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 6.1 伺服制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式選擇 伺服制動(dòng)系是在人力液壓制動(dòng)系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套由其他能源提供的助力裝置，使人力與動(dòng)力可兼用，即兼用人力和發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力作為制動(dòng)能源的制動(dòng)系 按伺服系統(tǒng)能源的不同，又由真空伺服制動(dòng)系、氣壓伺服制動(dòng)系和液壓伺服制動(dòng)系之分。其伺服能源分別為真空能（負(fù)氣壓能）、氣壓能和液壓能。 根據(jù)所選車(chē)型本設(shè)計(jì)采用真空伺服制動(dòng)系。 真空伺服制動(dòng)系是利用發(fā)動(dòng)機(jī)近期觀眾節(jié)氣門(mén)后的真空度（負(fù)壓，一般可達(dá) 0.05MPa 0.07MPa）作動(dòng)力源。 如圖 6-1 所示采用了做前輪制動(dòng)油缸與右后制動(dòng)輪缸為一液壓回路、右前輪制動(dòng)油缸與左后輪制動(dòng)油缸為另一液壓回路的布置，即為對(duì)角線布置的雙回路液壓制動(dòng)系統(tǒng)。串列雙腔制動(dòng)主缸 4 的前腔通往左前輪盤(pán)式制動(dòng)器的油缸 10，并經(jīng)感載比例閥 9，通下右后輪盤(pán)式制動(dòng)器的油缸 13；制動(dòng)主缸 4的后腔通往右前輪盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)油缸 11，并經(jīng)感載比例閥 9 通向左后輪盤(pán)式制動(dòng)器的油缸 12。真空伺服氣室 3 與控制閥 2 組合的真空助力器在工作室產(chǎn)生的推力，也同踏板力一樣直接作用在制動(dòng)主缸 4 的活塞推桿上。感載比例閥 9 屬于制動(dòng)力節(jié)裝置。 哈爾