【毕业论文】盘式制动器制动系设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -I- 摘 要 汽车制动系统直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益正大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 盘式制动器又称为碟式制动器，这种制动器散热快 、 重量轻 、 构造简单 、调整方便 ， 特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，加速通风散热 ， 提高制动效率。 由制动器设计的一般原则，综合考虑制动效能、制动效能稳定性、制动间隙调整简便性、制动器的尺寸和质量及噪声等诸多因素设计本产品。在设计中涉及到同步系数的选取、制动器效能因素的选取、制动力矩的计算，以及制动器主要元件选取，最后对设计的制动器进行校核计算。 关键字： 盘式制动器； 制动系统 ； 同步系数 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -III- 全套图纸， QQ 号 414951605 目 录 摘要 . I ABSTRACT . II 目 录 . III 第 1 章 绪论 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 设计任务 . 3 1.3 制动器的发展过程 . 3 第 2 章 制动器的结构形式及选择 . 4 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -IV- 2.1 盘式制动器的结构形式及选择 . 4 2.1.1 固定钳式盘式制动器 . 5 2.1.2 浮动钳式盘式制动器 . 5 2.2 制动盘的分类及选择 . 6 2.3 奥迪 A8 型轿车盘式制动器的结构与工作原理 . 7 第 3 章 制动器的主要参数及其选择 . 9 3.1 制动力与制动力分配系数 . 9 3.2 同步附着系数 . 15 3.3 制动强度和附着系数利用率 . 16 3.4 制动器最大制动力 矩 . 18 3.5 利用附着系数与制动效率 . 20 3.6 制动器因数 . 22 3.7 盘式制动器主要参数与摩擦系数的确定 . 23 第 4 章 制动器的设计计算 . 25 4.1 摩擦衬块的磨损特性计算 . 25 4.2 制动器热容量和温升的核算 . 27 4.3 盘式制动器制动力矩计算 . 28 第 5 章 制动器主要部件的结构设计与计算 . 31 5.1 制动盘 . 31 5.2 制动钳 . 31 5.3 制动块 . 32 5.4 衬块警报装置设计 . 32 5.5 摩擦材料 . 32 5.6 制动器间隙 . 33 5.7 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 . 33 第 6 章 制动驱动机构的型式选择与设计计算 . 35 6.1 伺服制动器的结构形式选择 . 35 6.2 制动管路的多回路系统 . 36 结论 . 38 致谢 . 39 参考文献 . 40 附录 1 . 错误 !未定义书签。 附录 2 . 错误 !未定义书签。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -V- 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -1- 第 1 章 绪论 1.1 引言 现在，盘式制动器在汽车上已经越来越多的被采用，特别是在轿车上被广泛使用。由此引起盘式制动器市场的增加，鼓式制动器的被代替。鉴于此本设计主要是通过研究来使自己增加知识，并尝试独立完成生产设计的过程。由于本人能力有限，设计中错误与不妥之处在所难免，恳请各位导师批评指正。 制动系的功用是强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密集度的日益增大，为 了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。 制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。 任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。 目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器就其摩擦副的结构形式可分为鼓式、盘式和带式三种。其中盘式应用较为广泛。盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件与一个或几个制动盘两端之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作表面的盘式制动称为全盘式制动器。 与鼓式制动器相 比，盘式制动器的优点如下： 热稳定性好。 水稳定性好。 制动稳定性好 制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关。 在输出同样大小的制动力矩条件下，盘式制动器的结构尺寸和质量比鼓式的要小。 盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也较简单，维修、保养容易。 制动盘与摩擦衬块间的间隙小（ 0.05mm0.15mm），因此缩短可油缸活塞的操作时间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。 制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -2- 使得间隙自动调整装置的设计可以简化。 易于 构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性与安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动。 能方便地实现制动器磨损报警，以便能及时地更换摩擦衬块。 盘式制动器又分为通风盘式制动器与实心盘式制动器。通风盘式制动器由于为了通风散热，在制动盘的两个工作面之间铸造出通风孔道使散热能力更强，不容易产生热衰退，多用于马力较大的汽车。而实心盘式制动器用于马力相对较小的车型，散热能力相对较差。当长时间连续踩刹车，通风盘式可以迅速把摩擦产生的热散掉，使刹车性能不至于因为温度升高而变差，从而保证了行车安全。但是 由于盘片重量增加，可能油耗、维修成本等也相应增加，而实心盘则不能长时间踩刹车，但是使用成本、维修成本相对低些。 同时当汽车前后同时采用盘式制动器时汽车的稳定性更好，由于成本的原因现阶段仅在中高档汽车中应用，但其在汽车中的普及已经成为必然趋势。 （一）生产现状 1.鼓式制动器 据相关数据统计，目前我国乘用车中刹车制动器用鼓式制动器约占 20%左右，并且鼓式制动器目前已经退出前轮制动。目前鼓式制动器只有在商用车上还占有绝大的比例，采用的是气压鼓式制动系统。 2.盘式制动器 2000 年以来，我国盘式制动器市场需求增 长速度发展非常快。从中国汽车工业协会统计的情况来看， 2000 年我国盘式制动器的产量只有 57.58 万套，到 2004 年迅速增长到 468.72 万套，增长 7 倍多，年平均增长率高达 68.9%，2007 年增长至 1000 万套左右。过去 5 年里，我国盘式制动器应用的增长非常迅速。 （二）进出口情况 2000 年以来，我国汽车制动器产品进出口规模增长迅速。 2005 年与 2000年相比，出口金额从 26700 万美元增长到 106544.35 万美元，增长了 3 倍。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -3- 1.2 设计任务 设计内容包括汽车制动器的功能与设计要求，结构方案的分析， 制动力的分配，制动器主要零件的选择及主要参数的选取，制动器各种参数的计算，主要零件的装配尺寸链的分析计算。 1.3 制动器的发展过程 自 2009 年以来，国内乘用车制动器技术应用发生了较大变化。以往配装在中高端车型上技术吧 制动安全技术上得到了全面升级。这充分体现了盘式制动器相比鼓式制动器的有点还是很明显的。另外，盘式制动器可以方便地与 ABS 系统配合，避免刹车暴死现象发生。所以前后盘式制动器轿车目前销量前景呈直线上升趋势 。 本章小结 盘式制动器相比较鼓式制动器有着明显的优点，但是由于成本的原因使得盘式制动器 只局限在高中档轿车中使用，所以盘式制动器的发展前景是非常好的而且现在有着完善的制作工艺未来盘式制动器取代鼓式制动器成为必然的趋势。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -4- 第 2 章 制动器的结构形式及选择 2.1 盘式制动器的结构形式及选择 按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器分为钳盘式和全盘是制动器两大类。 钳盘式制动器摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转向节或桥壳上的制动钳体内，如图 2-1 所示。两块制动块之间装有作为旋转元件的制动盘，制动盘式以螺栓固定在轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小 ，在盘上所占的中心角一般仅约为 30 50 ，故这种盘式制动器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散热性较好，且借助于制动盘的离心力作用易将泥水、污物等甩掉，维修方便。但因摩擦衬块的面积较小，制动时其单位压力很高，摩擦面的温度较高，因此，对摩擦材料的要求也较高。 图 2-1 固定钳盘式制动器 1-轮毂凸缘 ；2-制动盘 ；3-复位弹簧 ；4-轮辐 ；5-钳体 6-导向支承销 ；7-制动块 ；8-活塞 ；9-调整垫片 ；10-转向节 全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件居委圆盘形，制动时各盘摩擦 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -5- 表面全部接触。器工作原 理犹如离合器，故亦称为离合器式制动器。用的较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，为此，多采用油冷式，结构复杂。 按制动钳的结构形式，钳盘式制动器又分为固定钳式和浮动钳式两种。 2.1.1 固定钳式盘式制动器 固定钳式盘式制动器如图 2-1 所示，其制动钳体固定在转向节（或桥壳）上，在制动前提上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力有也进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧 则将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种结构型式又称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳式盘式制动器。 2.1.2 浮动钳式盘式制动器 浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，如图 2-2（ a）所示，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支承销摆动。故有滑动钳式盘式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均 等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这就要求制动摩擦衬块为楔形的，摩擦表面对其背面的倾斜角为 6 左右，如图 2-2（ b）所示。在使用过程中，摩擦衬块最贱磨损到各处残存厚度均匀（一般约为 1mm）后即应更换。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -6- 图 2-2 浮动钳式盘式制动器工作原理图 （ a） 滑动钳式盘式制动器（ b）摆动钳式盘式制动器 1-制动盘； 2-制动钳体； 3-制动块总成； 4-带磨损警报装置的 制动块总成： 5-活塞； 6-制动钳支架 ； 7-导向销 综合 以上各项，参照所选定的车型，确定本设计中采用滑动钳式盘式制动器的结构形式。 2.2 制动盘的分类及选择 制动盘分为实心盘式和通风盘式。 实心盘式制动器的制动盘尺寸较小，而且盘上没有通风孔，长时间刹车容易产生热衰减，而且过水后容易产生短暂的刹车不灵现象。相对来说造价更便宜，但刹车能力比鼓式刹车强很多。 通风盘式制动器的制动盘尺寸较大，且盘上有规则布置的通风孔，长距离刹车热衰减较少，刹车灵敏，但造价较贵，工艺较复杂 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -7- 本设计中采用的是前通风盘后实心盘式制动器的设计。 2.3 奥迪 A8 型轿车盘式制动器的 结构与工作原理 奥迪 A8 型轿车盘式制动器采用单杠浮动钳式结构，制动器由制动盘、制动钳、导向销、制动块液压缸组成。 图 2-3 某轿车钳式盘式制动器的结构图 当汽车制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动钳体连同固定在其上的制动块总成压向制动盘 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -8- 的另一侧直到两侧的制动块总成的压力平均为止完成抱死。 本章小结 现阶段的盘式制动器中有钳盘式和全盘式。一般轿车普遍使用钳盘式制动器，而全盘式制动器只有在货车或特种车中使用。 钳盘式制动器分为固定式和浮动式，浮动式又包括滑动钳式 和摆动钳式两种。有的盘式制动器上有通风孔被称作通风盘式制动器，没有通风孔的成为实心盘式制动器。 根据本设计中所选定的车型，设计中采用前通风盘式后实心盘式制动器，且均采用滑动钳式。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -9- 第 3 章 制动器的主要参数及其选择 奥迪 A8 型轿车设计参数 空车质量： 1740kg 满载质量： 2265kg 轴距： 3074mm 质心距前轴距离： 1500mm 质心距后轴距离： 1574mm 质心高度： 386mm 车轮有效半径： 340mm 3.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力距和汽车 回转质量的惯性力矩，则对任一角速度 0 的车轮，其力矩平衡方程为 0Tf eB rF （ 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，其方向与汽车行驶方向相反， N； er 车轮有效半径， m。 eff rTF （ 3-2） fF与地面制动力 BF 的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小亦相等，且fF仅由制动器参数所决定。即fF取决于制动器的结构形式、结构尺寸、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与气压 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -10- 成正比。当加大踏板力以加大fT时，fF和 BF 均随之增大。但地面制动力 BF 受附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 ZFF B （ 3-3） 或 ZFF B m a x （ 3-4） 式中： 车轮与地面间的附着系数； Z 地面与车轮的法向反力。 图 3-1 制动力fF、地面制动力 BF 与 图 3-2 制动时的汽车受力图 踏板力 PF 的关系 图 3-2 所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略了空气阻力、旋转质量减速时汽车的惯性力偶矩以及汽车的滚动阻力偶距。另外，在以下的分析中还忽略了制动时车轮边滚边滑动的情况，且附着系数只取一个定值 。 根据图给出的汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点 取力矩，的平衡式为 ghdtdumGLLZ 21 对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -11- ghdtdumGLLZ 12 式中： 1Z 汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力， N； 2Z 汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力， N； L 汽车轴距， mm； 1L 汽车质心离前轴距离， mm； 2L 汽车质心离后轴距离， mm； gh 汽车质心高度， mm； G 汽车所受重力， N； m 汽车质量， kg； dtdu 汽车制动减速度， m/s2 。 根据 上述汽车制动时的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及mgG ，式中 g 为重力加速度（ m/s2 ），则可求得汽车制动时水平地面对前、后轴车轮的法向反力 1Z ， 2Z 分别为 )()(1221dtdughLLGZdtdughLLGZgg （ 3-5） 令 qgdtdu， q 称为制动强度，则汽车制动时水平地面对汽车前、后轴车轮的法向反力 1Z ， 2Z 又可表达为 )()(1221ggqhLLGZqhLLGZ （ 3-6） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -12- 若在附着系数为 的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力 )( 21 BBB FFF 等于汽车前、后轴车轮的总的附着力 )(21 FFF ,亦等于作用于质心的制动惯性力dtdum（如图），即有 dtdumGFF B 或 gdtdu 代入式（ 3-5），则得水平地面作用域前、后轴车轮的法向反作用力的另一种形式： )()(1221gghLLGZhLLGZ （ 3-7） 汽车总的地面制动力为 GqdtdugGFFF BBB 21 （ 3-8） 式中： q 制动强度，亦称比减速度或比制动力： 21, BB FF 前后轴车轮的地面制动力。 由式（ 3-4） 式（ 3-6）及式（ 3-8）可求出前、后轴车轮的附着力为 )()()()(212221ggBggBqhLLGLhFLLGFqhLLGLhFLLGF （ 3-9） 当汽车的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -13- 情况有 3 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。 在上述 3 种情况中，显然是第（ 3）种情况的附着条件利用得最好。 由式（ 3-8），式（ 3-9）求得在任何附着系数 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为 )/()(/ 1221212121ggBBffBBffhLhLFFFFGFFFF （ 3-10） 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； 21,ZZ 地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； 21,LL 汽车质心离前、后轴的距离； gh 汽车质心高度。 由式（ 3-10）中消去 得 121222 2421fgfggf FhGLFGLhLhGF （ 3-11） 式中： L 汽车的轴距。 将上式绘成以21, ff FF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、后轮制动力21, ff FF能 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -14- 按 I 曲线的规律分配，则可保证汽车在任一附着系数 的路面上制动时，均可使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动器制动力制动力1fF与汽车的制动器制动力fF之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 ，即 2111fffff FF FFF （ 3-12） 图 3-3 某载货汽车的 I 曲线与 曲线 综上所述求得， 制动时地面对前、后轴车轮的法向反力： 88.8757)86.67.01574(3074 8.917401 Z N 12.8294)86.67.01500(3074 8.917402 Z N 汽车总的地面制动力： 4.1 1 9 3 67.08.91 7 4 021 BBB FFF N 前、后轴的附着力： NqhlLGLhFLLGF ggB 7 1 6 17.0)3 8 67.01 5 7 4(3 0 7 4 8.91 7 4 0)()( 221 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -15- 3.47757.0)3867.01500(3074 8.91740)( 12 gqhlLGF N 制动强度： 7.08.9 86.6 gdtduq 汽车重力： 1 7 0 5 28.91 7 4 0 mgG N 前、后轴车轮制动器制动力： 84.71611 fF N 56.47742 fF N 前、后轴单侧制动块对制动盘的压紧力计算： NFNF64.1193456.477446.1790484.7161010 制动力分配系数： 6.01 ffFF 3.2 同步 附着系数 由式（ 3-12）可得 112ffFF （ 3-13） 式（ 3-13）在图 3-3 中为一条通过坐标原点且斜率为 /)1( 的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器的制动力分配线，简称 线。图中 线与 I曲线交于 B 点 ,可求出 B 点处的附着系数0， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -16- 则称 线与 I 线交点处的附着系数0为同步附着系数。 轮胎与地面的附着系数取得： 7.00 附着系数利用率： qGFB （ 3-14） 式中： BF 汽车总的地面制动力 G 汽车所受重力 q 制动强度 得出： 17.0 7.0 q 即当0时，0q， 1 ，利用率最高。 3.3 制动强度和附着系数利用率 前面的式（ 3-8），（ 3-14）已分别给出了制动强度 q 和附着系数利用率 的定义式，下面再讨论一下当0，0和0时的 q 和 。 根据所选定的同步附着系数0，可由式（ 3-10）和式（ 3-13）求得 LhL g02 （ 3-15） L1 01 ghL （ 3-16） 式中： L 汽车轴距， 21 LLL 进而求得 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -17- qhLGGqFgBB )(LF 021 （ 3-17） qhLLGGqFF gBB )()1()1( 012 （ 3-18） 当0时，可能得到的最大总之动力取决于前轮刚刚首选抱死的条件，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） 当0时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首选抱死的条件，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) 对于 值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内 不致过低，其0值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。因此在0的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -18- 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。 最大制动力式在汽车附着质量被完全利用得条件下获得的，这是制动力与地面作用于车轮的法向反力 21,ZZ 成正比。由式（ 3-10）可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为 ggff hL hLZZFF01022121 式中： 21,LL 汽车质心离前、后轴的距离； 0 同步附着系数； gh 汽车质心高度。 通常，上式的比值：轿车约为 1.3 1.6 本设计中制动力之比为 1.5。 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 ZF f 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -19- 值的汽车，为了保证在0的良好路面上（ 7.0 ）能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移（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矩为 egef rhLLGrZT )( 21m a x1 （ 3-25） m a x1m a x21ff TT （ 3-26） 对于选取较大0值的各类汽车，则应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 （ 3-27） m a x2m a x1 1 ff TT （ 3-28） 式中： 该车所能遇到的最大附着系数； q 制动强度，由式（ 3-230 确定； er 车轮有效半径。 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算所得结果的半值。 综上所述得： 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -20- 3.5 利用附着系数与制动效率 制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线（见图3-4）予以评定。 图 3-4 某货车的利用附着系数与制动强度的关系曲线 利用附着系数就是在某一制动强度 q 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。图 3-4 是与图 3-3 的前、后制动力分配 曲线相对应的同一型号汽车的利用附着系数曲线。其最理想的情况是利用附着系数 等于制动强度 q 这一关系，即图 3-4 中的 45 线（ q ）。 汽车前轮刚要抱死或前、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为 qgdtdu，则 GqdtdugGFF Bf 11 而由式（ 3-6），有 )( 21 gqhLLGZ 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -21- 可得前轴车轮的利用附着系 数为 )(1 2111gBqhLLqZF （ 3-29） 同样，如下可求出后轴车轮的利用附着系数 2 。 GqdtdugGF B )1()1(2 而由式（ 3-6），有 )( 12 gqhLLGZ 故后轴车轮的利用附着系数 2 为 )(1)1(1222gBqhLLqZF （ 3-30） 得出：前、后轴车轮的利用附着系数为 6.0)3867.01 5 74(3 0 7411 7.0)3867.01500(3074 17.0)6.01(2 制动效率为车轮不抱死的最大制动减速度与车轮和地面间摩擦因素之比值。亦即车轮将要抱死时的制动强度与被利用得附着系数之比，即制动效率 E可表示为 qE 由式（ 3-29）和式（ 3-30）即可求出汽车前轴车轮和后轴车轮的制动效率。 汽车前轴车轮的制动效率 为 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -22- LhLLqEg /1211 （ 3-31） 汽车后轴车轮的制动效率为 LhLLqEg /)1(/2122 （ 3-32） 得出汽车前、后轴车轮的制动效率为 (同步附着系数 7.00 时，制动强度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 制动器因数 制动器因数 BF 可以用下式表述： P fNfNBF 21 （ 3-33） 式中： 21, fNfN 制动器摩擦副工作表面间的摩擦力； 21,NN 制动器摩擦副工作表面间的法向力，对盘式制动器， 21 NN ； f 制动器摩擦副工作表面间的摩擦系数； P 盘式制动器衬块上的作用力。 制动器因数在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 （ 3-34） 式中：fT 制动器的摩擦力矩； R 制动盘 的作用半径； P 输入力，一般取加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -23- 对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为 P ，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 fP2 ，此处 f 为盘与制动块间的摩擦系数，于是钳盘式制动器的制动器因数为 fPfPBF 22 （ 3-35） 式中： f 摩擦系数。（取 3.0f ） 得出制动器因数为： 6.03.02 BF 3.7 盘式制动器主要参数与摩擦系数的确定 1.制动盘直径 D 制动盘直径 D 希望尽量答谢，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的压紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但 制动盘直径 D选择为轮辋直径的 70 79，而总质量大于 2t 的汽车应取其上限。 本设计中前通风盘直径 323D mm，后普通实心盘直径 280D mm。 2.制动盘的厚度 h 制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量金额工作室的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，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表面之间住处通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为 10 20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度可取为 2050mm，但多采用 20 30mm。 本设计中前通风盘厚度为 30mm，后实心盘厚度为 16mm。 3.摩擦衬块内半径 1R 与外半径 2R 摩擦衬块的外半径 2R 与内半径 1R 的比值不大于 1.5。若此比值偏大，工作室摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。初选外径略小于制动盘直径（ 323mm,280mm）即初选摩擦衬块外径 2502 R mm 2104 R mm，摩擦衬块内径初选 1701 R mm 1403 Rmm。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -24- 5.15.1/ 12 RR 合格， 5.14.1/ 34 RR 合格。 4.摩擦衬块工作面积 A 根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在 6.1 5.3 kg/cm2 范围内选取 。 （初选 2A ） 由 5.20 AfF kg/cm2 则： 4.278.92 1)3.046.1790(1 A cm2 27.188.92 1)3.064.1193(2 A cm2 计算出的面积为摩擦片最小面积，初选摩擦面积为 451 A cm2 342 A cm2 本章小结 本章主要是针对本设计中所需参数的计算，其中包括了制动力分配系数、制动强度、汽车对地面的制动 力、汽车重力、前后轴附着力、制动器制动力、单侧制动块对制动盘的压紧力、同步附着系数、附着系数利用率、制动器的最大制动力矩、制动效率、制动器因数以及制动盘直径、厚度、内外径和摩擦衬块工作面积的计算和选取。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -25- 第 4 章 制动器的设计计算 4.1 摩擦衬块的磨损特性计算 试验表明，摩擦表面饿的温度、压力、摩擦系数和表面状态等式影响磨损的重要因素。 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 W/mm2 。 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 )1(2)(212)(21222212122211tAvvmetAvvmeaa （ 4-1） 式中： 汽车回转质量换算系数； am 汽车总质量； 21,vv 汽车初速度与终速度， m/s；计算时轿车取 1001 v km/h(27.8m/s) t 制动时间， s；按下式计算 jvvt 21 j 制动减速度， m/s2 ，计算时取 gj 6.0 ； 21,AA 前、后制动器衬块的摩擦面积； 制 动力分配系数 在紧急制动到 02 v 时，并可近似地认为 1 ，则有 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -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 合适 0.605.034003.462 6.08.2717405.02 e 合适 轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 0.6 W/mm2 。比能量耗散率过高，不仅会加快制动摩擦衬块的磨损，而且可能引起制动盘的龟裂。 磨损特性指标也可用衬块的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来计算。 单个车轮制动器的比摩擦力为 RATF ff 0 （ 4-3） 式中：fT 单个制动器的制动力矩 R 制动 盘有效半径 A 单个制动器衬块摩擦面积 7.03400340210006.16238.04500340210004.24350201ffFF 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： faaf LAvmL 22 m a x （ 4-4） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -27- 式中：am 汽车总质量， kg； maxav 汽车最高车速， m/s； A 车轮制动器各制动衬块的总摩擦面积， cm2 ； fL 许用比滑磨功，对轿车取 1000fL 1500 J/cm2 。 faaf LAvmL 4.1148)14211725(14.322 4.6917402 2222 22 m a x1 4.2 制动器热容量和温升的核算 要核算制动器的热容量和温升是否满足下列条件： Ltcmcmbbdd （ 4-5） 式中：dm 各制动盘的总质量； 14dmkg bm 与各制动盘相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等）的总质量； 25bmkg dc 制动盘材料的比热容，对铸铁 482c J/(kg.K)，对铝合金 880c J/(kg.K)； t 制动盘的温升（一次由 30avkm/h 到完全停车的强烈制动，温升不应超过 15）； 14t Jtcmcm hhdd 3 4 1 1 8 014)254 8 2148 8 0( ）（ L 满载汽车制动时由动能转变的热能，由于制动过程迅速，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、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -28- )1(222221aaaavmLvmL （ 4-6） 式中：am 满载汽车总质量； 1740amkg av 汽车制动时的初速度，可取 20avm/s； 汽车制动器制动力分配系数。 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 制动 器的热容量与温升符合要求。 4.3 盘式制动器制动力矩计算 盘式制动器的计算用简图如图 4-1 所示，若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： 3.0f N 单 侧制动块对制动盘的压紧力，见图 4-1； R 作用半径。 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，则取 R 为平均半径mR或有效半径eR已足够精确。如图 4-2 所示，平均半径为 2 1 02 1 7 02 5 02 211 RRR m mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -29- 1 7 52 1 4 02 1 02 212 RRR m mm 式中： 1R ， 2R 扇形摩擦衬块的内半径和外半径，进图 4-2 图 4-1 盘式制动器的计算用简图 图 4-2 盘式制动器的作用半径计算用图 根据图 4-2，在任一单位面积 RdRd 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为dRdfqR 2 ，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 21 )(322 31322RRf RRfqd R dfq RT 得到： 7.121721 fT N.m 8.81122 fT N.m 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为 21 )( 2122RR RRfqf q R d R dfN 得到 ； 3.57291 fN N 8.45772 fN N 得有效半径为 )2()(134)( )(322 212212121223132 RRRRRRRRRRfNTR fe 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -30- 得： 2121 eRmm 1772 eR mm 令 mRR 21，则有 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。 本章小结 本章是关于制动器的设计计算包括了摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算以及盘式制动器制动力矩计算。 通过摩擦衬块的磨损计算看出是否符合比滑磨功，动动器热容量和温升的核算的出前后轴的的热分配比是否符合设计参数，盘式制 动器制动力矩计算得出有效半径及单侧制动块对制动盘的制动力矩。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -31- 第 5 章 制动器主要部件的结构设计与计算 5.1 制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加 Cr， Ni 等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形（用于全盘式制动器）和礼貌形（用于钳盘式制动器）两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。 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，降低温升约为 20 30，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在 1020mm。 本设计中制动盘的装上整车后，上紧幅板螺栓后，每个螺栓的拧紧力矩为 51N.m 盘两摩擦表面的摆动量不大于 0.10。制动盘的材料为 QT600-3、GB1348。 5.2 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 制造，也可用轻合金制造的，例如铝合金压铸。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。一般多在钳体上加工出制动油缸， 也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器的轮缸大得多。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的将活塞开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制造。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀烙处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。 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。 本设计中制动钳为整体式的，钳体由球墨铸铁制造，活塞为铝合金制。且制动钳位于车轴前方。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -32- 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结在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，一面衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免职称是产生的热量传给制动钳而引起制动液气化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷漆）一层隔热减振垫（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。据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在 7.5mm 16mm 之间。许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的警报装置，以便能及时更换摩擦衬块。 本设计中摩擦衬块和背板为铆接在一起的，制动块为扇形的，摩擦衬块的厚度为 14mm。 5.4 衬块警报装置设计 图 5-1 盘式制动器的报警装置 1-制动盘 ；2-摩擦衬块 ；3-制动块背板 ；4-铆钉 ；5-警告片 ；6-警告灯 ；7-触点 此次设计的衬块报警装置采用单触点式报警系统摩擦片最大磨损厚度为7mm，当摩擦片 大于 7mm 时，制动盘与制动块背板上的警告片相摩擦，这样就使得连接于制动块触点上的警告灯亮起。从而起到了报警的作用。 5.5 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -33- 污染和对人体无害的摩擦材料。奥迪 A8 轿车选取以是棉纤维为主并与树脂粘结剂，调整摩擦性能的填充物（由无机粉末及橡胶，聚合树脂等配成为石磨）等混合而成。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 0.3 0.5，少数可达 0.7。设计计算制动器时一般取 0.3 0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差 5.6 制动器间隙 钳盘式制动器不仅制动间隙小（单侧 0.05mm 0.15mm），而且制动盘受热膨胀后对轴向间隙几乎没有影响，所以一般都采用一次调准式间隙自调装置。 本设计中制动间隙为 0.15mm。 5.7 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 如果已知铆钉的数目 n，铆钉的直径 d 及材料，即可验算其剪切应力 ： ndTndTff2m a x222m a x1144 (5-1) 式中： 铆钉材料的许用剪切应力。 参照 GB/T17880.5-1999 3 8 0 0861644.2 4 3 521 3 8 0 0571646.1 6 2 322 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -34- 本章小结 本章主要是盘式制动器在设计中关于零部件的选取包括制动盘、制动钳、制动块、制动块警报装置、摩擦材料、制动间隙的设计和选着以及铆钉的剪切应力的验算。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -35- 第 6 章 制动驱动机构的型式选择与设计计算 6.1 伺服制动器的结构形式选择 伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套由其他能源提供的助力装置，使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制动能源的制动系 按伺服系统能源的不同，又由真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。其伺服能源分别为真空能（负气压能）、气压能和液压能。 根据所选车型本设计采用真空伺服制动系。 真空伺服制动系是利用发动机近期观众节气门后的真空度（负压，一般可达 0.05MPa 0.07MPa）作动力源。 如图 6-1 所示采用了做前轮制动油缸与右后制动轮缸为一液压回路、右前轮制动油缸与左后轮制动油缸为另一液压回路的布置，即为对角线布置的双回路液压制动系统。串列双腔制动主缸 4 的前腔通往左前轮盘式制动器的油缸 10，并经感载比例阀 9，通下右后轮盘式制动器的油缸 13；制动主缸 4的后腔通往右前轮盘式制动器的制动油缸 11，并经感载比例阀 9 通向左后轮盘式制动器的油缸 12。真空伺服气室 3 与控制阀 2 组合的真空助力器在工作室产生的推力，也同踏板力一样直接作用在制动主缸 4 的活塞推杆上。感载比例阀 9 属于制动力节装置。 哈尔