1、本科畢業(yè)設(shè)計SQR6468輕型客車前制動器設(shè)計某某某燕 山 大 學(xué)2015年 6 月22日本科畢業(yè)設(shè)計SQR6468輕型客車前制動器設(shè)計學(xué) 院： 專 業(yè)： 車輛工程 學(xué)生姓名： 某某某 學(xué) 號：指導(dǎo)教師： 某某某 答辯日期： 2015.6.22 燕山大學(xué)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書學(xué)院： 系級教學(xué)單位：機(jī)械工程系學(xué)號學(xué)生姓名某某某專業(yè)班級車輛工程10-1題目題目名稱SQR6468輕型客車前（盤式）制動器題目性質(zhì)1.理工類：工程設(shè)計 （ ）；工程技術(shù)實驗研究型（ ）；理論研究型（ ）；計算機(jī)軟件型（ ）；綜合型（ ）2.管理類（ ）；3.外語類（ ）；4.藝術(shù)類（ ）題目類型1.畢業(yè)設(shè)計（ ） 2.論文（ ）

2、題目來源科研課題（ ） 生產(chǎn)實際（ ）自選題目（ ） 主要內(nèi)容1. 分析不同形式制動器的優(yōu)缺點(diǎn)，進(jìn)行方案結(jié)構(gòu)分析；2. 選擇設(shè)計參數(shù)，進(jìn)行必要的計算，包括強(qiáng)度計算；進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計；附主要參數(shù) 軸距：2700mm；滿載質(zhì)量：1950 kg，前輪承重850kg；整備質(zhì)量：1300kg,前輪負(fù)荷；620kg；質(zhì)心高：空載 695mm，滿載750mm；輪胎型號185/70R14)基本要求1制動初速度ua0=50km/h時；制動距離。2完成總裝圖、部分零件圖，總圖量大于張A0；3翻譯相關(guān)的外文資料不少于3 000漢字；4編寫設(shè)計說明書不少于2萬字。參考資料制動系統(tǒng) 齊曉杰 編 化學(xué)工業(yè)出版社 2005轉(zhuǎn)向

3、、懸架和制動系統(tǒng)修理訓(xùn)練(美) 湯姆森學(xué)習(xí)公司編 機(jī)械工業(yè)出版社 2004汽車制動系統(tǒng)的使用與維修肖永清、楊忠敏主編 中國電力出版社 2004 汽車制動系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算劉惟信編著 清華大學(xué)出版社 2004汽車制動理論與設(shè)計方泳龍 編 國防工業(yè)出版社 2005周 次第1 4 周第 5 8 周第 912 周第1316 周第1718周應(yīng)完成的內(nèi)容閱讀參考資料，掌握相關(guān)結(jié)構(gòu)和設(shè)計方法，完成開題報告；完成外文翻譯計算結(jié)構(gòu)參數(shù)、繪制總成草圖完成總成圖；準(zhǔn)備中期檢查；繪制零件圖。審查圖紙；編寫說明書；審查設(shè)計說明書；準(zhǔn)備答辯。答辯指導(dǎo)教師：某某某職稱：副教授 2014年12月13日系級教學(xué)單位審批：

4、年 月 日摘要本文首先對汽車制動器原理和對各種各樣的制動器進(jìn)行分析,詳細(xì)地闡述了各類制動器的結(jié)構(gòu),工作原理和優(yōu)缺點(diǎn).再根據(jù)輕型客車的車型和結(jié)構(gòu)選擇了適合的方案.根據(jù)市場上同系列車型的車大多數(shù)是滑鉗盤式制動器,而且滑動鉗式盤式制動器結(jié)構(gòu)簡單,性能居中,設(shè)計規(guī)范,所以我選擇滑動鉗式盤式制動器.本文探討的是一種結(jié)構(gòu)簡單的滑動鉗式盤式制動器,對這種制動器的制動力,制動力分配系數(shù),制動器因數(shù)等進(jìn)行計算.對制動器的主要零件如制動盤、制動鉗、支架、摩擦襯片、活塞等進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計和設(shè)計計算,從而比較設(shè)計出一種比較精確的制動器.本文所采用的設(shè)計計算公式均來自參考資料。本設(shè)計主要針對輕型客車前制動器設(shè)計，首先計算數(shù)

5、據(jù)，完成二維裝配圖和二維零件圖繪制，然后利用CATIA軟件進(jìn)行三維建模。以更清楚的表達(dá)盤式制動器結(jié)構(gòu)。關(guān)鍵詞 盤式制動器；制動力；制動力分配系數(shù)；制動器因數(shù)；CATIA軟件AbstractThis paper first principle of the car brake and brake on a wide range of analysis,a detailed exposition of the structure of various types of brake, and the advantages and disadvantages of working principle.

6、 Accordance with Minibus models and structure chosen for the program Under series models on the market with most of the cars leading trailing, and leading trailing simple structure, performance, middling, design specifications, so I chose to receive from the Sliding Disc brake. This paper is a simpl

7、e structure recipients from the Disc brake, the brake system of this power, braking force distribution coefficient, such as brake factor calculation. brake on the main parts such as brake pan, brake caliper, bracket, friction linings, piston for structural design and design, design and comparison A

8、more precise brake used in the design of this formula are calculated from the reference.This design mainly in view of the light bus front brake design, calculation data first, finish 2 d assembly drawing and 2 d part drawing, And then using CATIA software for 3 d modeling, to more clearly express th

9、e structure of disc brake.Key words Disc brakes；Power system；Power distribution coefficient system Brake factor CATIA software 目錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 課題背景11.2 研究目的及意義11.3 盤式制動器結(jié)構(gòu)形式及其選擇31.3.1 盤式制動器的結(jié)構(gòu)形式31.3.2 盤式制動器的優(yōu)缺點(diǎn)41.3.3 本設(shè)計盤式制動器的選擇51.4 浮鉗盤式制動器61.4.1 浮鉗盤式制動器的結(jié)構(gòu)61.4.2 浮鉗盤式制動器的工作原理61.4.3 制動間隙調(diào)整原

10、理71.5 本文研究內(nèi)容8第2章 制動系的主要參數(shù)及其選擇92.1 任務(wù)書給定設(shè)計基本參數(shù)92.2 受力分析92.3 同步附著系數(shù)的確定及計算132.4 制動力、制動強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率的計算152.4.1 滿載時的情況152.4.2 空載的情況172.5 制動器最大制動力矩的計算192.6 本章小結(jié)19第3章 盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計203.1 盤式制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計的任務(wù)和步驟203.2 盤式制動器的主要零部件設(shè)計和三維造型213.2.1 制動盤21 3.2.2 制動襯塊233.2.3 制動鉗243.2.4 制動鉗支架253.2.5 盤式制動器總成裝配圖27 3.3 本章小結(jié)27第4章 盤式制動器

11、的校核計算28 4.1 摩擦襯塊的磨損特性計算28 制動器的熱容量和溫升的核算29 4.3 盤式制動器制動力矩的校核31 4.4 本章小結(jié)33結(jié)論34參考文獻(xiàn)35致謝37附錄138附錄244附錄348第1章 緒論1.1 課題背景對制動器的早期研究側(cè)重于試驗研究其摩擦特性，隨著用戶對其制動性能和使用壽命要求的不斷提高，有關(guān)其基礎(chǔ)理論與應(yīng)用方面的研究也在深入進(jìn)行。目前，汽車所用的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。盤式制動器被普遍使用。但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故低端車一般還是使用前盤后鼓式。汽車制動過程實際上是一個能量轉(zhuǎn)換過程，它把汽車行駛時產(chǎn)生的動

12、能轉(zhuǎn)換為熱能。高速行駛的汽車如果頻繁使用制動器，制動器因摩擦?xí)a(chǎn)生大量的熱量，使制動器溫度急劇升高，如果不能及時的為制動器散熱，它的效率就會大大降低，影響制動性能，出現(xiàn)所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象。目前在我國，盤式制動器由于其優(yōu)良的制動效能和制動恒定性能正在各類汽車工具上廣泛使用。隨著我國公路交通條件的改善，高等級公路的發(fā)展, 車輛性能和車速的不斷提高,人們出行也更加追求快捷與舒適乘車方式。而盤式制動器能提高汽車的主動安全性,又較好地解決了制動過程中粉塵污染、制動噪音污染、維修頻繁等鼓式制動器無法解決的問題4,在汽車上的應(yīng)用必將更廣泛。對盤式制動器的性能不斷進(jìn)行優(yōu)化，對其設(shè)計進(jìn)行改進(jìn)，將是一個常提

13、常新的課題。1.2 研究目的及意義汽車的設(shè)計與生產(chǎn)涉及到許多領(lǐng)域，其獨(dú)有的安全性、經(jīng)濟(jì)性、舒適性等眾多指標(biāo)，也對設(shè)計提出了更高的要求。汽車制動系統(tǒng)是汽車行駛的一個重要主動安全系統(tǒng)，其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響。隨著汽車的形式速度和路面情況復(fù)雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命的制動系統(tǒng)。其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響，如果此系統(tǒng)不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將會受到車禍的傷害。汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍、也是運(yùn)用得最方便的交通工具。汽車制動系統(tǒng)是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動的裝置，而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運(yùn)動的一個關(guān)鍵裝置，是汽車上最

14、重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，人們對安全性、可靠性的要求越來越高，為保證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。單就制動器結(jié)構(gòu)而言，相比鼓式制動器，盤式制動器有著顯著的優(yōu)勢。由于制動盤對摩擦襯塊無增力作用，摩擦襯塊工作面積僅為制動盤面積的14%左右，盤式制動器具有良好的熱穩(wěn)定性；同時盤式制動器兼有優(yōu)良的水穩(wěn)定性，制動襯塊對制動盤的高壓力作用和擦拭效果，使得盤式制動器出水后僅需一兩次制動即能恢復(fù)正常，這明顯優(yōu)于鼓式制動器，后者需經(jīng)十余次制動盤車輪法蘭防塵罩通風(fēng)孔制動襯塊制動液軟管輪缸殼體觀察孔制動鉗放氣螺栓車輪螺栓制動鉗

15、導(dǎo)向銷圖1-1 盤式制動器的結(jié)構(gòu)示意圖制動過程中制動力矩增長較和緩，保證了高的制動穩(wěn)定性；此外盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié)構(gòu)簡單，維修保養(yǎng)容易。鑒于公路條件的不斷改善，車輛性能尤其是車速的不斷提高，這對汽車的制動安全性提出了更高的要求。盤式制動器質(zhì)量輕，結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，更適用于汽車在連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)、高溫、高負(fù)載下對制動性的要求，并且降低了材料和能源的消耗，改善汽車的操縱性、舒適性和安全性，有著廣闊的前景。盤式制動器正在逐步取代鼓式制動器而成為主流的制動器結(jié)構(gòu)，所以改進(jìn)其結(jié)構(gòu)，優(yōu)化其設(shè)計有著非常重要的現(xiàn)實意義。另外，本次設(shè)計經(jīng)歷可以培養(yǎng)我的工程意識、實踐能力、設(shè)計

16、能力及嚴(yán)謹(jǐn)態(tài)度，這才是我學(xué)習(xí)成長過程中的寶貴財富。盤式制動器結(jié)構(gòu)形式及其選擇盤式制動器的結(jié)構(gòu)形式盤式制動器按摩擦副中定位原件的結(jié)構(gòu)不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。（1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn)。具有下列優(yōu)點(diǎn)：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應(yīng)多回路制動系的要求。浮動盤式制動器：浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體

17、可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動。故有滑動和擺動之分，其中滑動應(yīng)用的較多。它們的制動油缸均為單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動塊總成是活動的，而另一側(cè)的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動活動制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩制動塊總成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應(yīng)預(yù)先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻(一般約為l mm)后即應(yīng)更換。這種制動器具有以下優(yōu)點(diǎn)：僅在盤的內(nèi)側(cè)有液

18、壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進(jìn)一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小。（2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應(yīng)用遠(yuǎn)沒有浮鉗盤式制動器廣泛。1.3.2 盤式制動器的優(yōu)缺點(diǎn)盤式制動器比鼓式制動器的優(yōu)點(diǎn)：（1） 熱穩(wěn)定好，原因是一般無自行増力作用，襯塊摩擦表現(xiàn)壓力分布較鼓式中的襯片更為均勻，此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄的中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機(jī)械衰退，制動盤的軸向膨脹極小，徑向膨脹根本與性能無關(guān)，

19、故無機(jī)械衰退問題，因此，前輪采用盤式制動器。汽車制動時不易跑偏。（2） 水穩(wěn)定性好，制動塊對盤的單位壓力高，易于將水?dāng)D出，因而浸水后效能降低不多，又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經(jīng)一，二次制動即能恢復(fù)正常。鼓式制動器則需經(jīng)十余次制動方能恢復(fù)。（3） 制動力矩與汽車運(yùn)動方向無關(guān)。（4） 易于構(gòu)成雙回路制動系，使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性。（5） 尺寸小，質(zhì)量小，散熱良好。（6） 壓力在制動襯塊上的分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻。（7） 更換襯塊簡單容易。（8） 襯塊與制動盤之間的間隙小（），從而縮短了制動協(xié)調(diào)時間。（9） 易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。（10） 能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警

20、，以便及時更換摩擦襯塊。盤式制動器的主要缺點(diǎn)：（1） 難以完全防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外）。（2） 兼作駐車制動器時，所需附加的手驅(qū)動機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜。（3） 在制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)中必須裝有助力器。（4） 因為襯塊工作表面小，所以磨損快，使用壽命低，需用高材質(zhì)的襯塊。本設(shè)計盤式制動器的選擇 全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均是圓盤形，制動時盤表面與摩擦元件全部接觸。工作原理與摩擦離合器相類似，因此也成為離合器式制動器。這種制動器可以獲得較大的制動力，但是散熱性能較差，多采用油冷散熱方式，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。該種制動器設(shè)用于工程車輛。 固定鉗式盤式制動器的制動鉗體固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上，在制動鉗體上有

21、兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞，制動時，兩個活塞同時推動制動襯塊壓緊制動盤，這種結(jié)構(gòu)又被稱為對置活塞式固定鉗式盤式制動器。這種結(jié)構(gòu)制動鉗剛度好，僅有活塞和制動襯塊滑動；但需要布置兩個油缸，使得其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜且尺寸較大，液壓缸和活塞的配合精度要求較高，這影響了制造成本，另外，制動產(chǎn)生的熱經(jīng)鉗體上的油路傳給制動油液，易使其溫度過高而產(chǎn)生氣泡，從而影響制動效果。 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的1。這種制動器結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，由于浮動鉗沒有跨越制動盤的油道，這減少了油液的受熱機(jī)會，單側(cè)油缸又位于盤的內(nèi)側(cè)，受車輪遮蔽較少，使冷卻條件較好，另外，單側(cè)油缸的活塞比兩側(cè)油缸的活

22、塞要長，也增大了油缸的 散熱面積5。該種制動器結(jié)構(gòu)在現(xiàn)代轎車輕型客車的應(yīng)用相當(dāng)廣泛。 綜上分析，本設(shè)計中為SQR6468輕型客車前輪選擇浮動鉗式盤式制動器。1.4 浮鉗盤式制動器1.4.1 浮鉗盤式制動器的結(jié)構(gòu)如圖1-3所示為某轎車前輪浮鉗盤式制動器。制動鉗支架9固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上，制動鉗體3通過緊固螺栓1和制動鉗導(dǎo)向銷13聯(lián)接，導(dǎo)向銷可以插入制動鉗支架的孔中作動配合，從而保證制動鉗體可以沿導(dǎo)向銷作軸向滑動。制動盤內(nèi)外側(cè)的制動襯塊7和8卡在制動鉗支架上，允許軸向滑動但不準(zhǔn)上下竄動6。制動鉗體只在制動盤內(nèi)側(cè)有液壓缸。131211109876543211緊固螺栓 2折疊防護(hù)套 3制動鉗體 4密封圈 5

23、活塞6輪缸防塵罩 7內(nèi)制動塊 8外制動塊 9制動鉗支架10制動塊卡簧 11放氣螺栓帽 12放氣螺栓 13制動鉗導(dǎo)向銷圖1-3 前輪浮鉗盤式制動器總成圖1.4.2 浮鉗盤式制動器的工作原理如圖1-3所示，對于單缸浮動鉗盤式制動器，其工作原理如下：踩下制動踏板時，由制動主缸來的液壓油進(jìn)入制動鉗輪缸內(nèi)，活塞5在液壓作用下將制動塊7壓在制動盤(位于兩制動塊之間，圖中未示出)上。同時，制動鉗體3在油液壓力作用下向右移動，將制動塊8也推靠在制動盤上，使汽車車輪制動。 浮鉗盤式制器示意圖： 1.制動盤 2.制動鉗體 3.摩擦塊 4.活塞 5.進(jìn)油口 6.導(dǎo)向銷 1.制動盤 2.制動鉗體 3.摩擦塊 4.活塞

24、 5.進(jìn)油口 6.導(dǎo)向銷 7.車橋圖1-3-1前輪浮鉗盤式制動器工作原理圖1.4.3 制動間隙調(diào)整原理當(dāng)活塞1在液壓作用下移向制動盤時，活塞矩形密封圈3的刃邊在活塞摩擦力作用下產(chǎn)生微量的彈性變形，如圖1-4 a所示；解除制動時，活塞1和制動塊在活塞矩形密封圈3的彈力作用下回位，如圖1-4 b所示。如果制動摩擦片與制動盤之間的間隙因磨損而增大，制動時活塞密封圈3變形達(dá)到極限后，活塞1仍可繼續(xù)在液壓力作用下克服密封圈的摩擦力而移動，直到摩擦片壓緊制動盤為止2。但解除制動時，矩形密封圈3所能將活塞1推回的距離同摩擦片磨損之前是相同的，即摩擦片與制動盤之間的間隙仍保持標(biāo)準(zhǔn)值，故矩形密封圈3除起到密封作

25、用外，還兼起到活塞回位和自動調(diào)整間隙的作用。ba3211活塞 2制動鉗體 3活塞密封圈圖1-4 制動間隙調(diào)整時活塞密封圈工作情況1.5 本文研究內(nèi)容制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計是整個制動系統(tǒng)設(shè)計的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，這項工作是諸多工作的集成體，比如計算、建模以及繪圖。因此，本文的工作主要圍繞參數(shù)的設(shè)計計算、盤式制動器的三維建模和總成的裝配圖零件圖繪制三個方面展開進(jìn)行。（1）相關(guān)參數(shù)的設(shè)計計算 首先根據(jù)ECE制動相關(guān)規(guī)定，擬合出利用附著系數(shù)隨制動強(qiáng)度變化的曲線，選出最優(yōu)的制動力分配系數(shù)；由公式可算出同步附著系數(shù)，同步附著系數(shù)表征了地面附著條件可以得到充分利用時的路面附著系數(shù)；最大制動力和最大制動力矩是表征汽車制動效能

26、和穩(wěn)定性的重要參數(shù)，根據(jù)同步附著系數(shù)分情況計算得到；制動效率可以評價制動系相關(guān)參數(shù)設(shè)計的合理性，因此有必要進(jìn)行擬合。（2）制動器總成的三維造型建模 應(yīng)用CATIA軟件對盤式制動器總成進(jìn)行零件建模，最后得到的三維模型應(yīng)該真實地表達(dá)盤式制動器的結(jié)構(gòu)，以便三維建模對裝配圖和零件圖的繪制起到指導(dǎo)參照的作用效果。（3）制動器的校核計算 為了保證制動器有良好的工作可靠性，能夠持久發(fā)揮優(yōu)良的制動效能，對制動器的校核計算是必不可少的步驟。摩擦襯塊是整個盤式制動器總成中最關(guān)鍵的部件，對其磨損特性進(jìn)行校核可以保證制動襯塊的選材和設(shè)計的合理性；對溫升和熱容量進(jìn)行校核，是保證制動器有良好散熱性的前提。第2章 制動系的

27、主要參數(shù)及其選擇任務(wù)書給定設(shè)計基本參數(shù)表2-1中給出了任務(wù)書中的基本設(shè)計參數(shù)。表2-1 設(shè)計基本參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位空/滿載質(zhì)量m1300/1950kg軸距(滿載)L2700mm空/滿載質(zhì)心高h(yuǎn)g695/750mm空載前軸荷m01620kg滿載前軸荷mf1850kg輪輞直徑D14in汽車質(zhì)心到前軸距離a與到后軸距離b的計算（1） 滿載時 計算得： a= 1188mm b=1512mm （2） 空載時 計算得： a=1296mm b=1404mm 2.2 受力分析圖2-1所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況3。圖中忽略了空氣阻力、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時產(chǎn)生的慣性力偶矩以及汽車的滾動阻力偶矩。另外，在以

28、下的分析中還忽略了制動時車輪邊滾動邊滑動的情況，并且附著系數(shù)為定值。圖2-1制動時的汽車受力圖根據(jù)圖2-1給出的汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為 （2-1）對前軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為 （2-2）式中：Z1 汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N； Z2 汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N； L 汽車軸距，N； L1 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； L2 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； Hg 汽車質(zhì)心高度，mm； G 汽車所受重力，N； 汽車制動減速度，m/s。令=qg ,q 稱為制動強(qiáng)度。若在附著系數(shù)為的路面上制動，前、后均抱死，這時汽車總的地面制

29、動力為 （2-3）前、后車輪中的附著力為 （2-4）根據(jù)文獻(xiàn)前后車輪的附著力為 （2-5） （2-6）對于大多數(shù)兩軸汽車，前、后制動器制動力的比值為一定值，并以前制動器制動力Ff1與汽車總的制動器制動力Ff之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)，用表示，即 （2-7） 此時， （2-8） （2-9） （2-10）式中：FB1，F(xiàn)B2 前、后車輪的地面制動力； Ff1，F(xiàn)f2 前、后車輪的制動器制動力； F1，F(xiàn)2 前、后車輪的附著力； 制動力分配系數(shù)由（2-1）、（2-2）、（2-5）（2-7）式可得前后軸車輪的利用附著系數(shù)為 = （2-11）= （2-12）則前后軸的附著效率為

30、（2-13） （2-14）式中： ， 前、后車輪的利用附著系數(shù)；， 前后軸的附著效率。 以上式子4表明：汽車在附著系數(shù)為任一確定值時，各軸車輪附著力即極限制動力并不是常數(shù)，而是制動強(qiáng)度q或FB的函數(shù)。當(dāng)汽車制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，以及前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，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）前后輪同時抱死拖滑。顯然，最后一種情況的附著條件利用得最好。 因此我們不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪附著力同時被充分利用的條件為 （2-15） （2-16）式中：F

31、f1，F(xiàn)f2 前、后車輪的地面制動力； 由式（2-15）、（2-16）中消去得 （2-17） 將（2-17）繪制成以Ff1，F(xiàn)f2為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，也稱為I曲線，如圖2-2所示。如果汽車前、后輪制動器的制動力Ff1，F(xiàn)f2的規(guī)律分配，則可以保證汽車在任何一種路面上，也就是任一附著系數(shù)的路面上制動時，均可以使前、后車輪同時抱死。 I（空載）線I（滿載） 圖2-2 輕型客車的I曲線2.3 同步附著系數(shù)的確定及計算 （2-18）上式在圖2-2中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖

32、中線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)=,則稱線與I曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是：對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當(dāng)汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當(dāng)，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。(3)當(dāng)=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時

33、的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為du/dt=qg=g，即q=，q為制動強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪即將抱死時的制動強(qiáng)度q0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即FB2=F2。若取，則制動力FB可以寫為 （2-23）制動強(qiáng)度q可以寫為 （2-24）附著系數(shù)利用率可以寫為 可得后輪制動器的制動力FB2為FB1=FB-FB2Ff1=FB1/2Tf1=Ff1*re從計算結(jié)果可知路面條件越好，車輪與路面間的附著系數(shù)越高6，則前輪制動器所承受的制動力和制動力矩就越大。2

34、.4.2 空載的情況1）當(dāng)=0時，有：FB1=F1，F(xiàn)B2=F2，故FB=G=mag q； =q/=1FB1=F1=G(L2+qhg)/LFf1=FB1Ff1=FB1/2 Tf1=Ff1*re2）當(dāng)0 時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即FB1=F1。若取則制動力FB可以寫為 制動強(qiáng)度q可以寫為 （2-25）附著系數(shù)利用率可以寫為 （2-26）可以算出前輪制動器的制動力FB1為 Ff1=Ff1/2 Tf1=Ff1*re3）當(dāng) 0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛抱死的條件，即FB2=F2。若取，則制動力FB可以寫為 制動強(qiáng)度q可以寫為 （2-27）附著系數(shù)利

35、用率可以寫為可以算出前輪制動器的制動力FB2為 FB1=FB-FB2 Ff1=FB1/2 Tf1=Ff1*re2.5 制動器最大制動力矩的計算 最大制動力矩是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的發(fā)向力Z1、Z2成正比。 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)0值的汽車，為了保證在 0的良好路面上能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 （2-28） （2-29）對于常遇到的道路條件較好、車速較高因而選取了較大的同步附著系數(shù)0值的汽車，應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。在

36、0的良好路面上，相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度q，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （2-30） （2-31）式中：為該車所能遇到的最大的附著系數(shù)。 對于輕型客車來說7，它通常是在較好的路面上行駛，所以它適用第二種情況，這里可以取， 由此可知單個制動器所需要提供的制動力和制動力矩為：Ff1=FB1/2=5046.1 NTf1=Ff1*re=1791.4Nm2.6 本章小結(jié) 本章完成了受力分析，同步附著系數(shù)的確定及計算，以及制動力、制動強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率、制動器最大制動力矩的計算。通過這幾項的計算對接下來的盤式制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計有重要的參考價值和意義。第3章 盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計盤式制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計的任務(wù)和

37、步驟 在盤式制動器的設(shè)計過程中，一般分為三個步驟：第一，查閱相關(guān)資料，參照已有實物。第二，繪制盤式制動器的二維裝配圖。裝配圖是用以表示制動器總成及其組成部分的連接裝配關(guān)系，它是表達(dá)總成的工作原理、零件之間的裝配關(guān)系和相互位置，以及裝配、檢驗、安裝時所需要的尺寸數(shù)據(jù)和技術(shù)要求等的技術(shù)文件。第三，閱讀裝配圖并拆畫零件圖。拆畫零件圖時要確定表達(dá)方案，補(bǔ)全零件的局部結(jié)構(gòu)形狀并標(biāo)注零件圖上的尺寸和表面粗糙度，最后要寫明零件的技術(shù)要求。盤式制動器的主要零部件設(shè)計和三維造型如圖3-1所示，盤式制動器的主要零部件包括制動盤，制動襯塊，制動卡鉗和制動鉗支架等。制動盤卡簧制動襯塊制動鉗支架活塞護(hù)罩密封圈活塞制動鉗

38、 圖3-1 盤式制動器結(jié)構(gòu)圖3.2.1 制動盤 制動盤的工作環(huán)境比較復(fù)雜，當(dāng)汽車制動時，制動盤溫度急劇上升，制動取消后，溫度又隨之下降，這種溫度的驟升驟降，使制動盤很容易產(chǎn)生“金屬疲勞”8。因此，為保證制動盤的性能持續(xù)良好，設(shè)計便對其材料和工藝產(chǎn)生了較高的要求。制動盤采用鎳鉻合金鑄鐵制成，該材料具有很好的耐磨、耐熱、耐蝕以及降噪減重等性能，能夠滿足制動盤的工況需求。制動盤結(jié)構(gòu)形狀為禮帽形，其圓柱部分長度取決于布置尺寸。制動盤工作時不僅承受著制動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，將制動盤做成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤。通風(fēng)式制動盤厚度取為2050mm，采用較多的是2030

39、mm。本設(shè)計中制動盤厚度h選取24mm。制動盤的有效半徑得到增加，可以見效制動鉗的加緊力，降低襯塊單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%-79%?？傎|(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取上限。SQR6468輕型客車車輪輞直徑D = 14in。制動盤直徑范圍：D0，D0，取D0 =280mm。 圖3-2 制動盤建模造型圖 表3-1 制動盤主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位制動盤直徑D0280mm制動盤厚度h24mm通風(fēng)孔厚度t8mm制動盤內(nèi)徑d130mm制動盤帽高h(yuǎn)050mm制動盤禮帽直徑D1150mm在CATIA軟件中，對制動盤進(jìn)行三維建模，得到的效果如圖3-2所示。3.2.2 制

40、動襯塊制動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接在一起。作為制動系統(tǒng)中最關(guān)鍵的部件，制動塊中摩擦材料的選擇，對制動效能的優(yōu)良以及汽車制動系統(tǒng)的可靠性起著至關(guān)重要的作用。考慮到制動襯塊的工作環(huán)境，摩擦材料應(yīng)具備穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，良好的耐磨、耐熱、耐蝕性能以及低的吸液能力和低的熱傳導(dǎo)率。本設(shè)計中選用半金屬摩擦材料，這種材料是以多種金屬、有機(jī)、無機(jī)材料的纖維或粉末代替石棉作為增強(qiáng)材料，其中金屬纖維和粉末的含量在40%以上，目前，這種材料在美國、歐洲各國廣泛應(yīng)用，已經(jīng)成為盤式制動器的主流摩擦材料。本設(shè)計中制動襯塊的外形采用扇形結(jié)構(gòu)。汽車設(shè)計教材中推薦摩擦襯塊外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不

41、大于。比值設(shè)計偏大時，摩擦襯塊內(nèi)外緣速度相差較大，容易產(chǎn)生偏磨，導(dǎo)致制動力矩發(fā)生改變。本設(shè)計中外半徑取R2=135mm，內(nèi)半徑取R1=90mm。R2/R1，符合設(shè)計要求。制動襯塊的工作面積決定制動力矩的大小，汽車設(shè)計教材在確定盤式制動器襯塊工作面積A時，根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量，推薦在2范圍內(nèi)選用。本設(shè)計中輕型客車滿載質(zhì)量為1950kg，前輪滿載時地載荷為850kg，經(jīng)計算可得最優(yōu)的工作面積在65.78133cm2范圍內(nèi)，本設(shè)計選取A=85cm2。 表3-2 制動襯塊主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位制動襯塊外半徑R2135mm制動襯塊內(nèi)半徑R190mm制動襯塊工作面積A85cm2在CATIA

42、軟件中，對制動襯塊進(jìn)行三維建模，得到的效果如圖3-3所示。 圖3-3 制動襯塊建模造型圖3.2.3 制動鉗為確保汽車良好的制動性，對制動鉗的性能要求不斷提高，現(xiàn)代汽車制動技術(shù)要求制動鉗應(yīng)具有耐高溫、制動平穩(wěn)高效、強(qiáng)度剛度足夠、輕量化以及良好密封等性能特點(diǎn)。本設(shè)計中選用球墨鑄鐵作為制動鉗的制造材料。該材料力學(xué)性能較高，具有耐高溫和減震性能。表3-3 制動鉗主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位制動器油缸直徑D52mm鉗口寬度B64mm導(dǎo)向銷直徑D010mm排氣螺栓直徑D16mm通風(fēng)孔面積S8cm2油管直徑D210mm制動鉗的相關(guān)尺寸確定主要取決于制動器總成的裝配要求。鉗口寬度的確定主要考慮制動盤的厚度與摩擦襯

43、塊的厚度之和以及必要的運(yùn)動間隙。制動器油缸直徑應(yīng)使油泵活塞與摩擦襯塊充分接觸，以保證足夠的制動力和力矩。 在CATIA軟件中，對制動鉗進(jìn)行三維建模，得到的效果如圖3-4所示。 圖3-4 制動鉗建模造型圖3.2.4 制動鉗支架制動鉗支架固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上，制動鉗體用緊固螺栓與制動鉗導(dǎo)向銷聯(lián)接，導(dǎo)向銷插入制動鉗支架的孔中作動配合9，制動鉗體可沿導(dǎo)向銷作軸向滑動。內(nèi)外制動襯塊用止動彈簧卡在制動鉗支架上，可以軸向移動但不許上下竄動。表3-4 制動鉗支架主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位聯(lián)接轉(zhuǎn)向節(jié)孔距L212mm導(dǎo)向銷孔距l(xiāng)198mm導(dǎo)向銷孔深h40mm總長a226mm總寬b70mm總高c95mm制動鉗支架是連接轉(zhuǎn)向

44、系和制動系的關(guān)鍵部件，其結(jié)構(gòu)尺寸以及裝配關(guān)系要受到制動鉗、制動盤以及轉(zhuǎn)向節(jié)等部件的制約。制動鉗支架的主要尺寸如表3-4所示。在CATIA軟件中，對制動鉗支架進(jìn)行三維建模，得到的效果如圖3-5所示。 圖3-5 制動鉗支架建模造型圖3.2.5 盤式制動器總成裝配圖 圖3-6 盤式制動器建模造型圖在CATIA裝配環(huán)境中，將先前已經(jīng)建好的制動盤、制動鉗、制動襯塊、制動鉗支架、放氣螺釘及導(dǎo)向銷等零件體按照盤式制動器總成的相對位置關(guān)系進(jìn)行裝配，最終得到的盤式制動器總成裝配效果圖，如圖3-6所示。本章小結(jié) 本章完成了盤式制動器的零件造型設(shè)計、加工材料選擇以及盤式制動器總成裝配圖生成等結(jié)構(gòu)設(shè)計工作。應(yīng)用CAT

45、IA軟件進(jìn)行制動器結(jié)構(gòu)的三維造型建模與盤式制動器的實體結(jié)構(gòu)相似度較高。二維圖完成基礎(chǔ)圖紙之后畫出三維草圖，以便于更清楚了解制動器結(jié)構(gòu)。第4章 盤式制動器的校核計算4.1 摩擦襯塊的磨損特性計算摩擦襯塊的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素10。汽車的制動過程是將其機(jī)械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負(fù)荷11。能量負(fù)荷愈大，則襯塊的磨損愈嚴(yán)重。制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為Wmm2。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （4-1） （4-2） （4-3）式中：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；汽車總質(zhì)量；，汽車制動初速度與終速度，ms；計算時轎車取km/h(27.78m/s)；