简盘式制动器_毕业设计.doc

沈阳理工大学学士学位论文 1 第三章制动器主要参数及其选择 盘式制动器设计的一般流程为根据设计要求，所给数据，依据国家标准确定出整车总布置参数。在有关的整车总布置参数及制动器结构型式确定之后，根据已给参数并参考已有的同等级汽车的同类型制动器，初选制动器的主要参数，并据以进行制动器结构的初步设计；然后进行制动力矩和磨损性能的验算，并与所要求的数据比较，直到达到设计要求。 之后再根据各项演算和比较的结果，对初选的参数进行必要的修改，直到基本性能参数能满足使用要求为止；最后进行详细的结构设计和分析。 在这里先给出该商务车的整车参数 1.尺寸参数 长度 4300mm； 宽度 1790mm； 高度 1582mm 轴距 2576mm ； 前轮距 1460mm ； 后轮距 1473 质心高度空载 690mm ； 满载 710m 质心到前轴的距离空载 1240 ； 满载 1396 质心到后轴的距离空载 1336 ； 满载 1280 2.质量参数 整车整备质量 1598kg ； 总质量 2145kg ； 前轴载荷空载 828kg 满载 1015kg 后轴载荷空载 770kg 满载 1130kg 3.性能参数 发动机排量 2.5L； 最大功 率 85kw/5500r/min 最大转矩 158 Nm /4000r/min 压缩比 8.71； 五档手动变速器 1i 3.6， 2i 2.123， 3i 1.458， 4i 1.070， 5i 0.857， Ri 3. 推荐主减速比 4.111； 沈阳理工大学学士学位论文 2 最高车速 200km/h。 轮胎有效半径 365mm 3.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度 0 的车轮，其力矩平衡方程为 0 eBf rFT 3.1 式中 fT 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， N m ； BF 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反， N ； er 车轮有效半径， m 。 假设当时速 0 8 0 / 2 2 .2 /v K m h m s，至汽车停止时速度 0tv 。刹车距离 16s 。由 220 2tv v as ， BF ma 得 215 .4 / , 33 03 3Ba m s F N 由前后轮分配可知 假设 0.69 前轮的其中一个轮 1 133 03 3 69 11 39 62BF N N 后轮的其中一个轮 1 13 3 0 3 3 3 1 5 1 2 02BF N N 因此，由公式（ 3.1）求得 1 41 59 .5fT N m； 2 18 68 .8fT N m 令 eff rTF 3.2 并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，又称为制动周缘力。 fF 与地面制动力 BF 的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小也相等。 fF 取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的 摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压成正比。当加大踏板力以加大 fT ， fF 和 BF 均随之增大。但地面制动力 BF受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力 F ，即 BF ZF 3.3 ZFFB max 3.4 沈阳理工大学学士学位论文 3 式中 轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对车轮的法向反力。 当制动器制动力 fF 和地面制动力 BF 达到附着力 F 值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 fT 即表现为静摩擦力矩，而 eff rTF / 即成为与 BF 相平衡以 图 3.1 制动力与踏板力 PF 的关系 图 3.2 制动时的汽车受力图 阻止车轮再旋转的周缘力的 极限值。当制动到 0 以后，地面制动力 BF 达到附着力 F值后就不再增大，而制动器制动力 fF 由于踏板力 PF 的增大使摩擦力矩 fT 增大而继续上升（图 3.1）。 根据汽车制动时的整车受力分析（图 3.2），并考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力 21,ZZ 为 21 dtdughLLGZ g 12 dtdughLLGZ g 3.5 沈阳理工大学学士学位论文 4 式中 G 汽车所受重力； L 汽车轴距； 1L 汽车质心离前轴距离； 2L 汽车质心离后轴距离； gh 汽车质心高度； g 重力加速度； dtdu 汽车制动减速度。 算得 121 4 5 0 1 ; 6 5 2 0Z N Z N 汽车总的地面制动力为 GqdtdugGFFF BBB 21 3.6 式中 q （gdtduq） 制动强度，亦称比减速度或比制动力； 12,BBFF 前后轴车轮的地面制动力。 由式（ 3.5） 、式（ 3.6）求得前、后轴车轮附着力 221 ggB qhLLGLhFLLGF 112 ggB qhLLGLhFLLGF （ 3-7） 在此取附着系数 0.7 ，因此求得 1F 10151N 2F 4564N 上式表明汽车在附着系数 为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限 制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力 BF 的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即 1前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； 2后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑； 3前、后轮同时抱死拖滑。 第（ 3）种情况的附着条件利用得最好。由式 3.6、式 3.7得在任何附着系数 的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 沈阳理工大学学士学位论文 5 GFFFF BBff 2121 /// 122121 ggBBff hLhLFFFF 3.8 式中1fF 前轴车轮的制动器制动力， 111 ZFF Bf ； 2fF 后轴车轮的制动器制动力， 222 ZFF Bf ； 1BF 前轴车轮的地面制动力； 2BF 后轴车轮的地面制动力； 1Z ， 2Z 地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； 1L ， 2L 汽车质心离前、后轴距离； gh 汽车质心高度。 由式 3.8知前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力1fF，2fF是 的函数。式 3.8中消去 ，得 2421 112 222 fgfggf FhGLFG LhLhGF3.9 式中 L 汽车的轴距。 图 3.3 某汽车的 I 曲线和 曲线 将上式绘成以1fF，2fF为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 3. 3 所示。如果汽车前、后制动器的制动力1fF，2fF能按 I 曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数 的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动1fF与汽车总制动力 fF 之比表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 沈阳理工大学学士学位论文 6 2111fffff FF FFF （ 3.10） 由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故 通称为制动力分配系数。 在本设计的商务车中 由式（ 3.8） NZFF Bf 10151111 ； NZFF Bf 45 64222 ; 69.02111 fffff FF FFF 3.2 同步附着系数 由式 3.10可表达为 112ffFF3.11 上式在图 3.3 中是一条通过坐标原点且斜率为 1- / 的直线，是汽车实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 线与 I 曲线交于 B 点， B 点处的附着系数 0 ,则称 0 为 同步附着系数 。 它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。 同步附着系数的计算公式是ghLL 20 。 求得 0 0.7 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 等于同步附着系数0 的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同 值的路面上制动时，可能有以下情况 1当 0 ， 线位于 I 曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。 3当 0 ，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。 为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数 0 的路面上制动 前、后车轮同时 抱死 时，其制动减速度为du/dt qg 0 g，即 q 0 ， q 为制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度 q 0 时的 q 和 。 根据所定的同步附着系数 0 ，由式（ 3.10）及式（ 3.11）得 L hL g02 L hL g011 （ 3.13）进而求得 qhLLGGqFFgBB 021 （ 3.14） qhLLGGqFFgBB 11 012 （ 3.15） 当 0 时11 FFB ，22 FFB ，故 GFB 14715， q ； 1。 当 0 时可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即22 FFB 。由式（ 3.6）、式（ 3.7）、式（ 3.13）和式（ 3.15）得 gB hLGLF 011 （ 3.19） ghLLq 011 （ 3.20） 沈阳理工大学学士学位论文 9 ghLL 011 （ 3.21） 本设计中汽车的 值恒定，其 0 值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇附着系数范围内 不致过低。在 0 的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。 3.4 制动器最大制动力矩 为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。 最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力 1Z , 2Z 成正比。由式 3.8可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 ggff hL hLZZFF01022121 2.224 式中 1L , 2L 汽车质心离前、后轴距离 ; 0 同步附着系数； gh 汽车质心高度。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 eff rFT 11 ； eff rFT 22 式中1fF 前轴制动 器的制动力， 11 ZFf ； 2fF 后轴制动器的制动力， 22 ZFf ； 1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z 作用于后轴车轮上的地面法向反力； er 车轮有效半径。 对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数 0 值的汽车，为了保证在 0 的良好的路面上（例如 0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度 q ）， 前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 1 m a x 1 2f e g eGT Z r L h rL 3705N 2 m a x 1 m a x1ffTT1665N 沈阳理工大学学士学位论文 10 对于选取较大的同步附着系数 0 值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当 0 时，相应的极限制动强度 q ，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 egf rqhLLGT 1m a x2 3.22 maxmax 21 1 ff TT 3.23 本设计选取了较小的同步附着系数 0 值的汽车，为了保证在 0 的良好的路面上（例如 0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度 q ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 egef rhLLGrZT 21m a x1 （ 3.24） maxmax 12 1 ff TT （ 3.25） 式中 该车所能遇到的最大附着系数； q 制动强度，由式 4-20确定； er 车轮有效半径。 一个车轮制动器的最大制动力矩为上列计算结果的半值。 3.5 制动器因数 式 3.1给出了制动器因数 BF 的表达式，它表示制动器的效能，又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力 或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评价不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 PRTBF f 3.26 式中 fT 制动器的摩擦力矩； R 制动鼓或制动盘的作用半径； P 输入力，一般取加于两制动蹄的张开力 或加于两制动块的压紧力 的平均值为输入力。对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为 P，则沈阳理工大学学士学位论文 11 制动盘在其两侧工 作面的作用半径上所受的摩擦力为 2f P（ f 为盘与制动衬块间的摩擦系数），于是钳盘式制动器的制动器因数为 fPfPBF 22 3.27 式中 f为摩擦系数，本设计中取 f0.4；则 BF0.8 3.6 盘式制动器主要参数的确定 （ 1）制动盘直径 D 制动盘直径 D 应尽可能取大些，这是制动盘的有效半径得到增大，可以减小制动钳的夹紧力，降低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 70 79，而总质量大于总质量大于 2t 的汽车应取上限。 在本设计中 7 9 7 9 1 6 2 5 . 4 3 2 1 . 0 5 6rD D m m 取 D320mm （ 2） 制动盘厚度 h 制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取 10mm-20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为 20mm-50mm,但多采用 20mm-30mm。 在本设计中前制动器采用通风盘，取厚度 h25mm；后制动盘采用实心盘，取厚度 h12mm （ 3）摩擦衬块内半径 1R 与外半径 2R 推荐摩擦衬块外半径 2R 与内半径 1R 的比值不大于 1.5.若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终将导致制动力矩变化大。 在本 设计中 取 1R 110mm, 2R 154mm （ 4） 摩擦衬快工作面积 A 一般摩擦衬快单位面积占有汽车质量在 1.6kg/ 2cm -3.5kg/ 2cm 范围内选取，考虑到现今摩擦材料的不断升级，此范围可适当扩大些。本次设计使用半金属摩擦材料，其摩擦系数优于石棉材料。故取前轮制动器的摩擦衬块工作面积 75 2cm ；后轮制动器的摩擦衬块工作为 70 2cm 。 表 3.1 一些国产汽车前盘式的制动器的主要参数 沈阳理工大学学士学位论文 12 车牌 车型 制动盘外径 /mm 工作半径/mm 制动盘厚度/mm 摩擦衬块厚度/mm 摩擦面积/cm2 云雀 GHK7060 212 86 10 9 65.4 奥拓 SC7080 215 91 10 15.5 60 桑塔纳 2000 256 106 20 14 76 奥迪 100 256 104 22 14 96 4.制动器的设计计算 4.1 摩擦衬块的磨损特性计算 摩擦衬片 衬块 的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能 动能、势能 的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器 的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片 衬块 的磨损愈严重。 4.1.1 比能量耗散率 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为 2/mmW 。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 2212112212221221 1 22aam v vetAm v vetA （ 4.1） jvvt 21 式中 汽车回转质量换算系数； am 汽车总质量； 1v ， 2v 汽 车制 动初速 度 与终 速度 ， sm/ ；计 算 时总 商务 车 取1v 100 /km h 27.8 /ms； 沈阳理工大学学士学位论文 13 j 制动减速度， m s2，计算时取 j0 6g； t 制动时间， s ； 21,AA 前、后制动器衬片 衬块 的摩擦面积； （ 21 11.321 cmA ； 22 50.558 cmA ） 制动力分配系数。 在紧急制动到 02v 时，并可近似地认为 1 ，则有 1211 221 tAvme a ； 1221 2212 tAvme a （ 4.2） 把个参数值代入上式得 12 2 7 . 8 4 . 7 2 8 0 . 6 9 . 8vvtsj 221211 /02.269.0100300728.42 8.27214521221 mmWtAvme a 222212 /97.069.01100280728.42 8.272145211221 mmWtA vme a 比能量耗散率过高会引起衬片（衬块）的急剧磨损，还可能引起制 动鼓或制动盘产生龟裂。推荐取减速度 j0.6g，制动初速度 1v 轿车用 100km/h、总质量小于 3.5t 的货车为 80km/h、总质量在 3.5t 以上的货车用 65km/m，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1.8W/ 2mm 为宜。取同样的 1v 和 j 时，轿车的盘式制动器的比能量耗散率以不大于6.0 2/W mm 为宜。式中 t 为 100Km/h 时的制动时间，其值为 4.728s。 12,AA为前后制动器摩擦衬片面积。 0.69 ，求得 21 2.02 /e W mm ， 22 0. 97 /e W mm ，符合要求。 4.1.2 比滑磨功 磨损和热的性能指标也可用衬块在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬块面积的滑磨功，即比滑磨功 fL 来衡量 2m a x2aaffmvLLA （ 4.3） 式中 am 汽车总质量， kg； maxav 汽车最高制动车速， m/s 沈阳理工大学学士学位论文 14 A 车轮制动器各衬块的总摩擦面积， 2cm fL 许用比滑磨功，对轿车取 221 0 0 0 / 1 5 0 0 /fL J c m J c m 可求得 2 22 1 4 5 2 7 . 8 1 4 2 9 /2 5 8 0fL J c m，满足要求。 4.2 制动器的热容量和温升核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 d d h hm c m c t L （ 4.4） 式中 dm 各制动盘的总质量，为已知 4Kg hm 与各制动盘相连的金属（如轮毂、轮辐、制动钳体等）总质量，为 5kg dc 制动盘材料的比容热，对铸铁 C482J/kg K；对于铝合金 C880 J/kg K hc 与制 动盘相连的受热金属件的比容热； t 制动盘的温升（一次由 30 /av km h 到完全停车的强烈制动，温升不应超过 15 C ）； L 满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后制动力的分配比率分配给前后、制动器，即 21 2aavLm（ 4.5） 22 1 2aavLm （ 4.6） 求得 2 41 8 . 3 32 1 4 5 0 . 6 9 5 . 1 3 1 0 2LJ 2 42 8 . 3 32 1 4 5 0 . 3 1 2 . 3 1 1 0 2 所以 412 5 . 1 3 2 . 3 1 7 . 4 4 1 0 L L L J 沈阳理工大学学士学位论文 15 式中 am 汽车满载总质量，为 2145Kg av 汽车制动时的初速度 汽车制动器制动力分配系数，为 0.69 核算 4 4 8 8 0 5 4 8 2 1 5 8 . 9 0 1 0 d d h hm c m c t J 47.44 10L 故，满足以下条件 d d h hm c m c t L 4.3 盘 式制动器制动力矩的计算 图 4.1 盘式制动器的计算用图 盘式制动器的计算用简图如图 4.1 所示，假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 fNRTf 2 （ 4.7） 式中 f 摩擦系数，取值 0.4； N 单侧制动块对制动盘的压紧力 R 作用半径，取为 133mm。 沈阳理工大学学士学位论文 16 图 4.2 钳盘式制动器的作用半径计算用图 采用常见的扇形摩擦衬块，其径向尺寸不大，取 R 平均半径 mR 或有效半径 eR 已足够精确。如图 4.2 所示，平均半径为 mmRRRm 1 3 22 1 5 41 1 02 21 （ 4.8） 式中 1R ， 2R 扇形摩擦衬块的内半径 和外半径。（ mmRmmR 1 5 41 1 0 21 ； ） 根据图 5-7，在任一单元面积 RdR d 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为dRdfqR2 ，式中 q 为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为 322 313221 21 RRfqd R dfq RT RR 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为 212221 RRfqdR dfqRfN RR 得有效半径为 2134322 212212121223132 RRRR RRRR RRfNTR fe 令 mRR21，则有me RmmR 1134 2133mm 因 121 RRm ， 411 2 mm ，故 me RR 。当 21 RR ， 1m ， me RR 。 沈阳理工大学学士学位论文 17 但当 m过小，即扇形的径向宽度过大时，陈快摩擦表面在不同半径处的滑 磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。本次设计取有效半径为 133mm。 4.4 驻车制动计算 汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图 4.3所示。由该图可得出汽车上坡停驻的后周车轮的附着力为 s inc o s 12 ga hLLgmZ 同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为 s inc o s 12 ga hLLgmZ 图 4.3 汽车在上坡路上停驻时的受力简图 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角 ， ，即由 s ins inc o s 1 gmhLLgm aga 沈阳理工大学学士学位论文 18 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 ghLL 1arctan （ 4.9） 在本设计中 17.257107.02 5 7 6 1 3 9 67.0a r c t a na r c t a n 1 ghL L汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 1arctangLLh 4.10 在本设计中 64.177107.02576 13967.0a r c t a na r c t a n 1 ghL L一般要求各类汽车的最大驻坡度不小于 16 20 （ 9.1 11.3），满足要求。 5 制动器主要零部件的结构设计 5.1 制动盘 制动盘一般用珠光体铸铁制成，或用添加 ,irNC等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼貌形。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间 有径向通风槽的双层盘，这样可大大地增加散热面积，降低温升约 20-30，但盘的整体厚度较厚。 制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量，两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。参考表 5.1 表 5.1 一些轿车制动盘的表面跳动量、两侧表面的平行度及不平衡量 车型 表面跳动量 /mm 两侧表面的不平行度 /mm 静不平衡量 /N.cm 奥迪、红旗 0.03 0.01 0.5 云雀 0.05 0.03 1.5 奥拓 1.0 根据有关文献规定制动盘两侧表面不平行度不应大于 0.008mm,盘的表面摆差不应大于 0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于 0.06mm。 本 次设计采用的材料为合金铸铁，结构形状为礼帽形，前通风盘，后实心盘。 沈阳理工大学学士学位论文 19 图 5.1 礼帽形制动盘 5.2 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 制造，也有用轻合金制造的。例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。为了解决因制动钳体由铝合 金制造而减少传给制动液的热量的问题，减小了活塞与制动块背板的接触面积。 制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥，水进入制动钳，位于车轴后则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。 因此本次设计采用可锻铸铁，整体式、镀铬处理，前制动钳位于车轴后，后制动钳位于车轴前。 5.3 制动块 制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形，正方形或圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避 免制动时产生的热量传给制动钳沈阳理工大学学士学位论文 20 而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。 许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬片。本次设计取衬块厚度 14mm，有隔热减震垫，有报警装置。 5.4 摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良 气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。 以往车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂 由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成 与噪声消除剂 主要成分为石墨 等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。 表 5.2 摩擦材料性能对比 材料 性能 有 机 类 无 机 类 制法 编制物 石棉模压 半金属模压 金属烧结 金属陶瓷烧结 硬度 软 硬 硬 极硬 极硬 密度 小 小 中 大 大 承受负荷 轻 中 中 -重 中 -重 重 摩擦系数 中 -高 低 -高 低 -高 低 -中 低 -高 摩擦系数稳定性 差 良 良 良 -优 优 常温下的耐磨性 良 良 良 中 中 高温下的耐磨性 差 良 良 良 -优 优 机械强度 中 -高 低 -中 低 -中 高 高 热传导率 低 -中 低 中 高 高 抗振鸣 优 良 中 -良 差 差 抗颤振 - 中 -良 中 - - 沈阳理工大学学士学位论文 21 对偶性 优 良 中 -良 差 差 价格 中 -高 低 -中 中 -良 高 高 带式中央制动器采用编织材料 ，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在 100 120温度下，它具有较高的摩擦系数 f 0.4 以上 ，冲击强度比模压材料高 4 5 倍。但耐热性差，在 200 250以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。表 5-2 为不同摩擦材料性能对比。 此次设计综合考虑各种材料，采用性能更好、环保效果更好的半金属材料。摩擦系数为 f0.4 5.5 制动轮缸 制动轮缸的缸体由灰铸 铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需镗磨。 5.6 制动器间隙的调整方法及相应机构 制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自 由转动。一般来说盘式制动器的制动间隙为 0.1mm-0.3mm（单侧 0.05mm-0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙应尽量的小。考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此制动器在冷态下的间隙应有试验确定。本设计制动间隙取为 0.2mm。 图 5.2 制动间隙的自调装置 1-制动钳体； 2-活塞； 3-活塞密封圈 另外，制动器在工 作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。当前，盘式制动器的调整机构已自动化。一般都采用一次调准式间隙自调装置。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用沈阳理工大学学士学位论文 22 的带有斜角的橡胶密封圈，制动时密封圈的刃边是在活塞给予的摩擦力的作用下产生弹性变形，与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时，在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了这一过量间隙。解除制动后活塞在弹力作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止，这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙。 6.3 液压制动驱动机构的设计计算 为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。 6.3.1 制动轮缸直径与工作容积 制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力 P 与轮缸直径 wd 及制动轮缸中的液压 P 有如下关系 pPdw 2（ 6.1） 式中 p 考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压， p 8 12MPa。本设计制动轮缸液压取 12MPap 对于 P 因为 PRTBF f 2f 则 T2f fPR ， 另外由公式（ 4.7） fNRTf 2 。经受力分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力 N 应等于制动轮缸对制动块的作用力 P。所以2fTP fR，又因为制动器对 前后轮的最大制动力矩为已知 。 求得前轴 1 17411PN ， 后轴 2 7824PN ，带入公式（ 6.1） 沈阳理工大学学士学位论文 23 则 1 42.99Wd mm 2 28.82Wd mm 制动管路液压在制动时一般不超过 10 12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。 根据 GB7524-87 轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为 14.5， 16， 17.5， 19， 22， 24， 25,28， 30， 32， 35， 38， 40， 45， 50， 55mm。 故在本设计中前轴轮缸直径选为 46mm， 后轴轮缸直径选为 30mm 一个轮缸的工作容积 nww dV 1 24 （ 6.2） 式中 wd 一个轮缸活塞的直径； n 轮缸的活塞数目； 一个轮缸活塞在完全制动时的行程 4321 在初步设计时，对鼓式制动器可取 2 2.5mm。（取 2.5mm） 1 消除制动蹄 制动块 与制动鼓 制动盘 间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器 1 约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的 2倍； 2 因摩擦衬片 衬块 变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片 衬块 的厚度、材料弹性模量及单位压力计算； 3 ， 4 鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。 全 部轮缸的总工作容积 mwVV 1（ 6.3） 式中 m 轮缸数目。在本设计中取 m4； 求 21 13. 14 46 2. 5 4. 15 1 4 nWV m l n 22 13. 14 30 2. 5 1. 77 1 4 nWV m l n 全部轮缸的工作容积 1 4 . 1 5 2 1 . 7 7 2 1 1 . 8 4 4 m WV V m l m 6.3.2 制动主缸直径与工作容积 主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为 14.5， 16， 17，