盤式制動器說明書

①車輪的滾動半徑凱越這款車子的輪胎所采用的規(guī)格為185/65R14。則，名義斷面寬度為185mm，扁平率為65%，輪轂名義直徑為14英寸，故：14×25.4=355.6mm。所以車輪滾動半徑為=（355.6+2×185×65%）/2=298.1mm。②當車子空滿載時，其質心距前軸的距離可假設為和；當空滿載時質心距后軸的距離可假設為，,則：當空載時,=2600×0.4=1040mm,=2600×0.6=1560mm；當滿載時，=2600×0.51=1326mm，=2600×0.49=1274mm。③空滿載時的軸荷分配如下：空載時，前軸的負荷量為：；(3-1)后軸的負荷量為：；滿載時，前軸的負荷量為：；(3-3)后軸的負荷量為：；(3-4)④空滿載時的質心高度分別為,，則：空載時，=0.75mm；滿載時，=0.73mm。第四章制動系的主要參數(shù)及其選擇4.1制動力與制動力的分配系數(shù)不妨規(guī)定前輪和后輪制動器的制動力分別為、，而又知道理想的前輪、后輪制動器的制動力分配曲線公式為：滿載時，(4-1)其中式中，—前軸車輪的制動器制動力；G—汽車的重力；—后軸車輪的制動器制動力；—汽車質心距后軸的距離；—汽車的質心高度；L—汽車的軸距。代入數(shù)據(jù)得：=參照這個式子繪制成以,為坐標的曲線，便是理想的前輪和后輪制動器制動力的分配曲線,即為I曲線?？蛰d時I曲線為:(4-2)得=β=選定制動力分配系數(shù)β的大小為0.67。4.2同步附著系數(shù)滿載時（4-3）空載時（4-4）經查有關資料顯示，對于轎車來說，當滿載時的同步附著系數(shù)≥0.6，故滿足相關要求。4.3制動強度和附著系數(shù)利用率當時，最大總制動力為：(4-5)制動強度為：（4-6）附著系數(shù)利用率為：當<時,所可能得到的最大總制動力，一般主要取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。最大總制動力為：（4-7）制動強度為：（4-8）附著系數(shù)利用率：（4-9）當>時,所可能得到的最大總制動力，往往取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。而最大總制動力為：==（4-10）制動強度為：（4-11）附著系數(shù)利用率：（4-12）對于不同的路面，它的附著系數(shù)值也是不盡相同的，這就進一步對制動強度以及附著系數(shù)利用率造成了影響。一般常見諸如混凝土、柏油其附著系數(shù)大于0.796的路面，它們的附著系數(shù)利用率和制動強度往往按第三種情況來進行計算。4.4制動器的最大制動力矩由于選取的值較大，為0.796。在達到滿載時，要確定各軸的最大制動力矩，一般應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)。當時,與之對應的極限制動強度，不妨設在干燥的瀝青路面上行駛，=0.8來進行計算。則最大總制動力為：=又因為車輪的有效半徑=289mm，所以前軸的最大制動力矩為：=2329.4NM（4-13）從而知道了一個前輪制動器應有的最大制動力矩為：（4-14）4.5制動器因數(shù)對于鉗盤式制動器而言，不妨假設其兩側的制動塊對制動盤所施加的壓緊力均為P，那么制動盤在工作面的兩側作用半徑上要承受的摩擦力便為2fp（f為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)），那么鉗盤式制動器的制動器因數(shù)便為：BF=2f=2×0.3=0.6。第五章盤式制動器的設計5.1盤式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定5.1.1制動盤直徑D制動盤的材質，一般為珠光體灰鑄鐵，所以它的工作表面應盡可能的光滑平整。制動盤的一些重要的結構參數(shù)，初步確定如下：伴隨著制動盤有效半徑的不斷增加，制動鉗的夾緊力會逐步的減小，從可使襯塊的工作溫度及單位壓力得以降低。綜上所述，制動盤直徑D一般應盡可能的取大。但是出于輪輞直徑的考慮，制動盤的直徑往往取輪輞直徑的70%～90%，本次設計我們取75%。由于本次設計所采用輪胎的規(guī)格為185/65R14，輪輞的直徑大小為14英寸，即14×25.4=355.6mm，故制動盤直徑D=355.6×75%mm=266.7mm，取266mm。5.1.2制動盤的厚度h制動盤厚度h嚴重影響著工作時的溫升以及制動盤質量。出于減少溫升的考慮，制動盤厚度一般不能取得過小。為了使其質量盡可能的小些，制動盤又不能取得過大。制動盤往往可以做成實心的，然而出于散熱通風考慮，在制動盤的中間鑄出通風孔道也是不少設計者常常采用的方法，本次設計的別克2013款凱越轎車的前盤式制動器所采用的就是通風盤式的，在這里通風式制動盤的厚度往往為20～50mm，一般采用較多的是20～30mm，取25mm。5.1.3摩擦襯塊外半徑、內半徑與厚度b查閱有關資料獲悉，摩擦襯塊的外半徑和內半徑的比值往往不會超過1.5。如果比此值大的話，在工作過程中，襯塊的外緣的速度與內側圓周速度相差的比較大，這就造成了磨損的不均勻，進而接觸面積減少，從而導致了制動力矩的變化會非常大。往往取=1.4，由于摩擦襯塊的外半徑，略小于制動盤半徑所以這里不妨取130mm。故，查閱相關資料，并且參考其他類似車型，這里不妨取厚度b=15mm。5.1.4制動襯塊的工作面積A制動襯塊主要包括摩擦襯塊和背板，他們兩者是直接壓嵌在一起的?；钊麘裱脑瓌t是，要盡可能多的壓住制動塊的面積，因為當壓得越多時，可以防止襯塊出現(xiàn)卷角，進而可以減少出現(xiàn)尖叫噪聲。制動襯塊的大致形狀為扇形，它到圓心的夾角約為，一般摩擦襯塊單位面積所占有的車輛質量應在1.6kg/至3.5kg/的范圍內選取，所以其工作面積為：制動塊：（5-1）5.1.5摩擦襯塊摩擦系數(shù)f有些設計者在選擇摩擦襯塊時,老是單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，這種做法是大錯特錯的。保證摩擦系數(shù)更高的同時，熱穩(wěn)定性也要要好，并且所受壓力以及溫度的影響也要盡可能的小。不同的制動器，一般所使用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值大約為0.3～0.5。通常，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性愈差，故在制動器設計時，不是把材料的高摩擦系數(shù)當做考慮的唯一因素。經查相關資料，國產的制動摩擦片材料當處于溫度低于250℃的環(huán)境中時，技術已經能使摩擦系數(shù)f保持在0.35～0.40之間。在理想條件下，為了增加說服力，使計算的結果更接近實際，在計算時，這里取f=0.3。在選擇摩擦材料時，我們還要考慮一個極其重要的因素，那就是污染問題。我們應盡可能少用對環(huán)境污染以及對人體有害的材料，經查閱大量材料學資料，我感覺選用粉末冶金材料相對來說比較合適。5.2制動襯塊的設計計算不妨設各個單位壓力分布極其均勻，且襯塊摩擦面和制動盤徹底完全接觸，那么，制動器的制動力矩：，在這里f表示摩擦系數(shù)；則表示單側的制動塊對制動盤的壓緊力；R為作用半徑。由于我這次所設計的別克凱越轎車，它的制動襯塊的摩擦表面為扇形，其徑向的寬度也不是很大，所以不妨取R等于平均半徑或有效半徑，這種取法已經能保證實際應用中的精確度了。故，平均半徑的大小為：（5-2）這其中有效半徑所代表的意思為扇形表面的面積中心距離制動盤中心的長度，即,=mm(5-3)其中，5.3摩擦襯塊磨損特性的計算影響襯塊磨損的一般有摩擦力、溫度、制動盤的材質加工情況及襯塊自身的材質等等因素。故，想要在理論上計算磨損性能著實不是件容易的事。但有關實驗表明，摩擦表面的溫度以及摩擦力是影響磨損最關鍵的兩個因素。目前來看，國際上常常把比能量耗散率來作為評價能量是否符合的標準，也就是在單位時間內襯塊在單位摩擦面積所耗散的能量，本次設計的凱越轎車其前輪制動器的比能量耗散率如下：（5-4）（5-5）其中,——汽車總質量（kg）；——汽車回轉質量換算系數(shù)；、——制動時的初速度和終速度（m/s）；j——制動減速度（）；t——制動時間（s）；——前制動器襯塊的摩擦面積（）；β——制動力分配系數(shù)。從緊急制動到車輛的停止，，并且可以認為δ=1，則：（5-6）經過查閱相關資料，在進行計算時，往往取減速度j=0.6g，在制動時的初速度為，乘用車的初速度假設為100km（27.8m/s）。，代入得：往往，轎車盤式制動器的比能量耗散率應該小于等于6.0W／。假如比能量耗散率過高，通常會使制動襯片的磨損速度加快，并且還會引起制動鼓或盤的龜裂。經檢驗，這個結果符合要求。襯塊的單位摩擦面積的摩擦力，即比摩擦力來反映襯塊的磨損特性。單個前輪制動器的比摩擦力表示為。這其中，——單個制動器制動力矩的大??；R——制動襯塊平均半徑；A——單個前輪制動器的襯塊摩擦面積。當車子的前輪處于最大制動力矩的情況下，代入相關數(shù)值，單個前輪制動器的比摩擦力如下：（5-7）5.4制動器主要零件的結構設計5.4.1制動盤（如下圖所示）制動盤結構形狀主要有平板形和禮帽形兩種類型，此次我們應采用禮帽形制動盤，因為本設計所選用的是鉗盤式制動器，禮帽形圓柱部分的長度主要取決于它的布置尺寸。這里制動盤中間鑄成有徑向通風槽的雙層盤，這是出于改善冷卻的目的，這使得散熱面積大大的增加了，但這樣也會帶來負面的影響，比如會使盤的整體厚度加大。值得我們注意的是，制動盤工作面的加工精度有著很多的要求：1.表面粗糙度值最好不大于0.06mm；2.兩個摩擦表面的不平行度應小于等于0.01mm;3.其平面度最好應小于等于0.01mm；4.制動盤的端面圓跳動應小于等于0.03mm。5.4.2制動鉗（如下圖所示）制動鉗是一般是由球墨鑄鐵QT400-18制成，往往會做成外緣留有開口的一個整體，這樣做不僅僅為了方便維修和檢查故障，并且還能做到不必拆下制動器就可以檢查或更換制動塊，提供了諸多的便利。制動鉗體的強度和剛度相對來說是比較高的。為了達到盡可能減少傳給制動液熱量的目的，往往將杯形活塞的開口端頂靠在制動塊的背板上?；钊怯射撝瞥傻?，為了提高其耐磨損性，在活塞的工作表面往往鍍鉻處理。不同的制動器，其制動鉗的布置也不盡相同。當制動鉗位于軸的前方時，可以很好的避免了輪胎向鉗內甩濺泥水等贓物；在位于軸后時，可以較好的使制動時輪轂軸承的徑向合力得以減小。5.4.3制動塊背板及摩擦襯塊構成了制動塊，二者直接牢固地壓嵌在一起。襯塊一般為扇形，當然矩形、正方形或長圓形也有。前面已經提到，活塞應能壓住盡量多的制動塊面積，因為這樣可以防止襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。組成制動塊背板的材料一般為鋼板。5.4.4摩擦材料制動摩擦材料的摩擦系數(shù)不光應高且穩(wěn)定，其抗熱衰退性能也要好，起碼不能在溫升在達到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)會出現(xiàn)突然急劇下降的現(xiàn)象。還有，材料的吸水率要低，因為低的壓縮率，其耐磨性往往較好，往往還具有較高的耐沖擊能力及耐擠壓能力；在制動過程中，制動器若產生噪聲及不良氣味是不被允許的，處于環(huán)保的考慮，在選材方面應盡量采用對環(huán)境污染較小且對人體無害的摩擦材料。出于強度和耐磨性能的考慮。經分析，摩擦襯塊可選用粉末冶金材料。制動盤應采用摩擦性能相對較好的珠光體灰鑄鐵鑄造，其牌號為HT250。5.4.5盤式制動器間隙的調整方法及相應機構在未制動的狀態(tài)下，制動盤與摩擦襯塊之間的工作間隙在0.1～0.3mm之間，從而保證了制動盤能夠自由的轉動。但是此間隙的存在不可避免的會導致踏板或手柄行程的損失，故此間隙量應盡可能的小。加上制動時，摩擦副有很大可能產生機械變形和熱變形，因此，出于慎重考慮，應該通過試驗的方法來確定制動器在冷卻狀態(tài)下所應有的間隙量。另外，還需要設置間隙調整機構。因為制動器在工作時，摩擦襯塊的磨損會導致間隙量的加大。在受熱膨脹后，鉗盤式制動器制動盤對軸向間隙的影響較小，并且其制動間隙也很小。所以往往采用一次調準式間隙的自調裝置。最常用的結構是在缸體和活塞之間，加裝一個集復位及間隙自調作用與一身的并且?guī)в行苯堑南鹉z密封圈，當制動時，密封圈的刃邊往往會發(fā)生彈性形變。直接導致此形變的力是活塞所給予的摩擦力，和極限摩擦力相對應的密封圈的變形量在數(shù)值上等于設定的制動間隙。襯塊的磨損所導致所需的活塞行程增大時，密封圈的變形達到極限時，活塞就會在液壓力的作用下克服密封圈的摩擦力向前移動，直至實現(xiàn)完全制動為止?；钊兔芊馊χg的這一不可恢復的相對位移量恰好補償了這一過量間隙?；钊趶椓Φ淖饔孟峦嘶刂钡矫芊馊Φ淖冃瓮耆橹?，當然這種退回是在解除制動之后。而此時，摩擦塊與制動盤之間便又重新恢復到設定的間隙。第六章制動驅動機構的結構型式選擇與設計計算6.1制動驅動機構的結構型式選擇液壓式驅動機構的優(yōu)點：1.作用滯后時間較短，一般為0.1-0.3s；2.不需要經常性的調整和潤滑；3.結構簡單，質量小且機械效率高；4.工作壓力高，可達10-20MPa；缺點：根據(jù)物理知識我們知道，在受到極大的熱后，制動液會出現(xiàn)汽化的現(xiàn)象，最終導致管路中形成相當多的氣泡，這嚴重影響了液壓的傳輸。故這會使制動系統(tǒng)的效能大大降低，嚴重時還會完全失效。所以它的缺點就限制了它的應用范圍。液壓制動在乘用車或總質量不是太大的商用車上得到較為廣泛的應用。6.2制動管路的選擇汽車的制動應該至少有兩套獨立的驅動制動器的管路，這是出于安全的角度考慮。車輛雙回路制動系統(tǒng)通常有以下常見的五種分路型式：1一軸對一軸（Ⅱ）型(如圖a所示），前軸制動器的回路與后橋制動器的回路各自獨立；2交叉（X）型（如圖b所示），后橋對側的車輪制動器以及前軸的一側車輪制動器同屬一條回路；3一軸半對半軸（HI）型（如圖c所示），全部后制動器輪缸和每側前制動器的半數(shù)輪缸屬于同一個回路，其余的前輪缸則屬于另一個回路；4.半軸一輪對半軸一輪（LL）型（如圖d所示），兩個回路分別對一個后輪制動器和兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸作用；5雙半軸對雙半軸（HH）型（如圖e所示），每一個回路均只對每一個前后制動器的半數(shù)輪缸起作用。圖5-1a)一軸對一軸（Ⅱ）型；b)交叉（X）型；c)一軸半對半軸（HI）型；d)半軸一輪對半軸一輪（LL）型；e)雙半軸對雙半軸（HH）型其中Ⅱ型的管路成本相對來說較為低廉，且結構簡單，在貨車上的應用較為廣泛。但它也有缺點：當后制動回路失效時，那么一旦前輪出現(xiàn)抱死就很容易的使轉彎能力喪失。X型的結構相對來說也較為簡單。在直行制動時，若任何一回路出現(xiàn)失效，那么剩余總制動力都還能保持正常值的50％左右。假如某一個管路遭到損壞，那么會造成制動力的不對稱，從而使汽車的穩(wěn)定性完全喪失。HI、HH、LL型的結構相對來說過于繁雜，本次設計不予考慮。而X型的布置方案對本次設計來說是比較適用的。6.3液壓制動驅動機構的設計計算以下計算的目的為：1、確定制動主缸的直徑和制動輪缸的直徑；2、確定踏板的行程和制動踏板力；3、確定踏板機構的傳動比的大小。6.3.1制動輪缸直徑輪缸直徑、制動輪缸對制動蹄所施加的作用力F以及制動輪缸中的液壓p的關系如下：(6-1)通常在制動時，制動管路的液壓應小于等于1012MPa，對盤式制動器而言，可適當?shù)母咝?。因為壓力越高時，輪缸的直徑就會越小。故這就對管路，特別是制動軟管以及管接頭提出了更高的要求。如軟管的耐壓性能、強度以及接頭的密封性就變得格外嚴格。輪缸直徑的選擇不是隨便的，應在標準規(guī)定的尺寸系列中慎重選取，詳情GB7524—87附錄B表B2。油壓取：10MPa即=30mm。6.3.2制動主缸直徑與工作容積和輪缸直徑一樣，制動主缸直徑也要在標準規(guī)定的尺寸系列中慎重選取，詳情GB7524—87附錄，本次所選擇的制動主缸的直徑為30mm，主缸活塞的直徑為30mm。制動主缸的工作容積公式如下：(6-2)又知道，一般情況下,在這里不妨取，則6.3.3制動踏板力與踏板行程的計算制動踏板力的驗算公式如下：(6-3)其中：表示制動主缸的活塞直徑的大小,這里；表示制動管路液壓的大小,p=10MPa;表示制動踏板的傳動比,,這里??；表示真空助力器增力的倍數(shù),，這里取k=5;制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取,取則==261.67踏板力一般不應超過，可見符合要求，并且操作起來相對輕便。一般情況下，汽車液壓驅動機構，制動輪缸直徑與制動主缸直徑之比，若相對較小時，其活塞行程以及相應的踏板行程就要加大。制動踏板工作行程為(6-4)其中式中：表示為制動踏板機構傳動比,一般，這里??；表示為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.8mm；這里表示為主缸活塞的空行程的大小，即主缸活塞由不工作的極限位置，到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行程大小,這里取1.5mm。則=6（30+1.6+1.5）=198.6mm有關規(guī)定，其不應大于150200mm，所以符合法規(guī)。第七章結論經過三四個月的努力，終于完成了這次設計?；叵脒@一路，從當時絞盡腦汁的選題，到后來的設計過程，可謂是磕磕絆絆，遇到了許多專業(yè)上不懂的問題，還好在最后通過查閱資料，詢問老師、同學，最后還是把這些問題一一解決了。同時，問題解決的過程，也是自我進步的過程。大學四年的匆匆走過，本次的設計，無形中扮演了考量大學所學知識的角色。通過本次設計我也發(fā)現(xiàn)了自己的諸多不足，比如在三維畫圖過程中，對catia軟件的不熟悉，以及對I曲線及曲線掌握的不夠透徹等。軟件畫圖是我的軟肋，這為我以后的學習指明了方向。反觀本文研究的主題，制動器。其實其發(fā)展速度還是蠻快的。從鼓式制動到盤式制動，以及伴隨著電動汽車的產生又衍生出更多新型的制動形式。比如濕式制動器?？傊?，隨著研究的深入，科技的進步，我們的生活會變得更加美好！第八章致謝在苑老師的指導下，通過查閱資料，設計計算，繪制零件圖裝配圖，終于完成了此次的設計。在這里，向她表示衷心的感謝。并對協(xié)助我解決論文所遇到困難的同學表達深深地謝意。參考文獻[1]王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004[2]劉惟信.汽車制動系的結構分析與設計計算[M].北京：清華大學出版社，2004[3]過學迅、鄧亞東.汽車設計.北京.人民交通出版社.2005[4]王宵鋒.汽車底盤設計.北京.清華大學出版社.2010[5]孟少農.汽車設計方法論.機械工業(yè)出版社.1992[6]齊曉杰.汽車液壓、液力與氣壓傳動.化學工業(yè)出版社.2007[7]臧杰.閻巖.汽車構造.北京.機械工業(yè)出版社.2010[8]關文達.汽車構造.第二版.北京:機械工業(yè)出版社,2004[9]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學.北京.高等教育出版社.2009[10]孫學強.機械制造基礎.機械工業(yè)出版社.2000[11]方泳龍.汽車制動器理論與設計.北京：國防工業(yè)出版社，2005[12]章燕申.控制系統(tǒng)的設計與實踐.北京.清華大學出版社.1992[13]孫仁云.汽車電器與電子技術.北京.機械工業(yè)出版社.2006[14]魯?shù)婪?汽車制動系的分析和設計.北京：機械工業(yè)出版社，1985[15]濮良貴.紀名剛.機械設計.北京.高等教育出版社.2006[16]朱冬梅.胥北瀾.何建英.畫法幾何與機械制圖.北京.高等教育出版社.2006[17]周明衡.離合器、制動器[M].第一版.北京.化工工業(yè)出版社.2003[18]余志生.汽車原理.[M].北京.機械工業(yè)出版社.2006[19]黃良華.機械設計基礎.北京.高等教育出版社.2000[20]林秉華.最新汽車設計實用手冊.黑龍江人民出版社.2002[21]成大先.機械設計手冊.化學工業(yè)出版社.2008[22]清華大學教研組.汽車的制動性能.[M].北京.清華大學出版社.2004[23]李尹熙.汽車設計標準資料手冊.天津.天津科學技術出版社.2004[24]龍振宇.機械設計.北京.機械工業(yè)出版社.2012[25]吉林工業(yè)大學汽車教研室.汽車設計.[M].北京.機械工業(yè)出版社.2005AbstractWiththeconstantimprovementoftheincreaseofthespeedandroadconditionsandtrafficdensityincreasing,forsafety,Reliabilityofautomotivebrakesystemswillbecomemoreimportant.Thereisonlyagoodbrakingperformanceandbrakesystemreliablework,Itsdynamicperformancecanbefullyexploited.Becausethecarbrakeistheexecutivedeviceinautomobilebrakingsystem,Obviouslythecarbrakesbrakingperformanceofthecarhasa