轻型载货汽车制动器设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 本科学生毕业设计 轻型载货汽车制动器设计 系部名称 ： 汽车 与交通工程学院 专业班级 ： 车辆工程 07-7 班 学生姓名 ： 李正彬 指导教师 ： 田 芳 职 称 ： 实验师 黑 龙 江 工 程 学 院 二 一一 年六月 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 The Graduation Design for Bachelors Degree Light Bills of Automobile Brake Design Candidate： Li Zhengbin Specialty： Vehicle Engineering Class ： 07-7 Supervisor： Tianfang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin 黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 从汽车诞生时起，车辆制动器在车辆的安全方面就起着决定性作用。 目前，汽车所用制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两 大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车 ,制动效能的恒定性好。鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少 ,成本较低 ,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器 ,所以普遍用于后轮驱动的卡车上，但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。 本设计前轴采用浮动钳盘式制动器，后轴采用制动器为领从蹄式鼓式制动器。主要设计内容包括制动器结方案分析与选择、制动器主要参数的确定与计算、盘式与鼓式制动器具体结构参数设计与强度校核。 关键词 ： 轻型载货汽车，盘式制动器，鼓式制动器，制动蹄，设计 黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT Born on, from cars in the vehicles safety vehicle brake plays a decisive role in. , at present, the car is almost always used brake friction type, can be divided into two categories: drum and disc. The main advantage of the disc brake at high speed, braking can quickly brake cooling effect is better than that of drum brake, braking performance of constant qualitative good. The main advantages of drum brake is brake shoe pieces wear less, low cost, convenient in maintenance, because of drum brake absolute braking force far outclass disc brakes, so commonly used to rear wheel drive the truck on but because in order to improve its braking performance and must add braking force system, make its increased cost is higher, so small QianPan HouGu type or use commonly. This design by floating p-s-n caliper disc brake, brakes is brought by axle from hoof type drum brake. Main design content including brakes plan analysis and choose to determine the brake, main parameters and calculation, disc and drum brake specific structure parameter design and strength check. Keywords: Light bills car,Disc brake ,drum brakes, Brake shoes, design. 黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 . I ABSTRACT . II 第 1 章 绪论 . 2 1.1 制动器的目的意义 . 2 1.2 制动器的研究现状 . 5 1.3 制动器的研究方法 . 5 1.4 本章小结 .5 第 2 章 制动 器方案论证分析与选择 . 6 2.1 制动器结构方案的确定 . 6 2.1.1 鼓式制动器结构方案的确定 . 6 2.1.2 盘式制动器结构方案的确定 . 6 2.2 制动器主要参数及其选择 . 7 2.2.1制动器设计相关主要技术参数 . 8 2.2.2 同步附着系数 . 8 2.2.3 前后轴制动力矩分配系数 b . 12 2.2.4 制动器最大制动力矩 . 9 2.3 本章小结 . 13 第 3 章 盘式制动器结构设计计算与校核 . 10 3.1 盘式制动器的主要参数确定 . 10 3.1.1 制动盘直径 D . 10 3.1.2 制动盘厚度 h. 10 3.1.3 摩擦衬片内半径 1R 与外半径 2R . 14 3.1.4 摩擦衬片工作面积 A. 14 3.2 盘式制动器的主要零部件设计与计算 . 14 3.2.1 制动盘 . 14 3.2.2 制动钳 . 14 3.2.3 制动块 . 15 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.2.4 摩擦材料 . 15 3.2.5 制动轮缸 . 16 3.2.6 制动器间隙的调 整方法 . 16 3.3 盘式制动器强度校核 . 16 3.3.1 摩擦衬片的磨损特性的计算 . 16 3.3.2 盘式制动器最大制动力矩的计算 . 17 3.3.3 盘式制动器最大制动力矩的计算 . 19 3.4 本章小结 . 21 第 4 章 鼓式制动器结构设计计算与校核 . 22 4.1 鼓式制动器的主要参数确定 . 22 4.1.1 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 . 22 4.2 鼓式制动器的主要零部件设计与计算 . 24 4.2.1 制动鼓 . 24 4.2.2 制动蹄 . 24 4.2.3 制动底板 . 24 4.2.4 制动蹄的支承 . 24 4.2.5 制动蹄片上的制动力矩与张开力 . 25 4.2.6 制动器因数与制动蹄因数的分析计算 . 29 4.2.7 驻车制动计算 . 31 4.2.8 制动轮缸的选择 . 33 4.3 鼓式制动器强度校核 . 34 4.3.1 紧 固摩擦片铆钉的剪切应力验算 . 34 4.3.2 制动蹄支承销剪切应力计算 . 35 4.3.3 回位弹簧强度校核 . 36 4.4 本章小结 . 36 结 论 . 37 参考文献 . 38 致 谢 . 39 附录 1 . 37 附录 2 . 39 黑龙江工程学院本科生毕业设计 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 绪 论 1.1 制动器的目的意义 汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统 ,而制动器是直接制约制动系统的机构，它是制约汽车运动的装置。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大 ,交通事故也不断增加。 人们对 安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全 ， 必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动器故障引起的事故为总数的 45%。可见，制动器是保证行车安全的极为重要的一个机构。此外，制动器的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。 本次设计是通过查阅相关资料，掌握制动器设计的基本步骤和要求，及制动器总成的相关设计方法，运用汽车设计和汽车构造的基础知识，学习和利用 CAD 绘图软件对 金杯牌 SY1030BY2S 型 轻型载货汽车的 制动器进行设计使其具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 1.2 制动器的研究现状 作为制动系重要组成部分之一的制动器的发展对汽车的安全性，可靠性有着极大的意义。 国内目前乘用车主要采用前盘后鼓式和全盘式制动器， 20%的乘用车采用前盘后鼓式制动器，全鼓式制动器已在乘用车领域淘汰；商用车主要采用全鼓式制动器，只有高档客车和有特殊需求的车辆才采用前盘后鼓式制动器和全盘式制动器。随着对汽车制动性能的提高，越来越多的先进电子制动技术得到采用。 盘式制动器 相 比鼓式制动器，盘式制动器的优势已经得到广泛认可。鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而盘式制动器在液力助力下制动力大，舒适性更强，性能稳定，在各种路面都有较鼓式制动器更好的制动表现，尤其在长下坡等需要长时间制动的路段。 虽然盘式制动器性能优于鼓式制动器，但是由于技术和成本原因想要普及前盘后盘的形式还需一个长期过程。目前国内只有 中高档城际大客车普遍使用盘式制动器 ，鼓式制动器 造价便宜，而且符合传统设计 ， 由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮 大，后轮起辅助制动作用，因此生产厂家 为了节省成本， 大多数货车采用前盘后鼓的形式选择制动器类型 。 1.3 制动器的研究方法 根据课题内容，任务要求深入了解汽车制动系统的构造及工作原理；并收集相关紧凑型轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果，并进行深入的学习和分析，借鉴经验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和利用画图软件，并再次学习机械制图，画出符合标准的设计图纸，通过自己的研究分析；发挥自己的设计能力并通过试验最终确定制动系统设计方案。 1.4 本章小结 本章介绍了制动器的目的、意义及 研究现状，并阐述了制动器主要的研究方法。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 第 1章 制动器方案论证分析与选择 2.1 制动器结构方案的确定 汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。 2.1.1 鼓式制动器结构方案的确定 鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内 张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在 汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为： 1.领从蹄式制动器 如 2-1 图所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向 (制动鼓正向旋转 )，则蹄 1为领蹄，蹄 2 为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力 使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。 领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。 2.双领蹄式制动器 若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为 双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图 2.2所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动 时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。 3.双向双领蹄式制动器 如图 2.3当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。 4.单向增力式制动器 单向增力式制动器如 2.4图所示两蹄下端以顶杆 相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。 因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。 5.双向增力式制动器 将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸 换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器如图 2.5。对双向增力式制 动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。 双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题 并不突出。 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采用的是 领从蹄式制动器。 将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器如图 2.5。对双向增力式制 动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。 双向增力式制动器在大型高速轿 车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车 制动。本次设计最终采用的是 领从蹄式制动器 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 图 2 1 领从蹄式制动器 图 2 2 双领蹄式制动器 图 2 3 双 向双领蹄式制动器 图 2 4 单向增力式制动器 图 2 5 双向增力式制动器 2.1.2 盘式制动器结构方案的确定 盘式制 动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 1. 钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。 定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。 浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小， 制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。 浮钳盘式制动器 按结构分可分 旋转 部分（ 制动盘 ）、 固定 部分（ 制动钳 总成）、促动装置 （ 制动轮缸 ）和 摩擦部分 （ 制动块总成 ）。所以 浮钳盘式制动 器的结构设计主要是包括 制动器 总成、 制动钳总成 和 制动块 总成三个部分。 2. 全盘式 在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差， 其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。 通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点。 制动稳定性好，的效能因素与摩擦系数关系的 K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。 盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。 输出力矩平衡 ， 而鼓式则平衡性差。 制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的 散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。车速对踏板力的影响较小。 但盘式制动器制动效能低，兼做驻车制动时需加装辅助制动装置因而在后轮上应用受到限制。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 a b c a 固定钳式 ； b 浮动钳式； c 摆动钳式 图 2.6 钳盘式制动器示意图 1 制动盘； 2 制动钳体； 3， 4 制动块总成； 5 活塞； 6 支架； 7 导向销 图 2.7 浮钳盘式制动器工作原理示意图 综合以上优缺点最终确定 金杯牌 SY1030BY2S 型 轻型载货汽车采用前盘后鼓式，并采用浮钳盘式和领从蹄式制动器。 2.2 制动器主要参数及其选择 2.2.1 制动器设计相关主要技术参数 整车质量： 空载： 1820kg 满载： 3005kg 质心高度： 空载： hg=0.23m 满载： hg=0.22m 轴 距： L=3.34m 最高车速： 95km/h 车轮工作半径： 357mm 369mm 轮 胎： 6.50-16 7.00-16 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 同步附着系数： 00.6 轴荷 ： 1315/1690 2.2.2 同步附着系数 1.当0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； 2.当0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性； 3.当0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。 分析表明，汽车在同步附着系数为 的路面上制动 (前、后车轮同时抱死 )时，其制动减速度为 gqgdtdu0/ ，即0q， 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的制动强度 q 这表明只有在0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出轻型载货汽车同步附着系数 00.5 取 0.6。 2.2.3 前后轴制动力矩分配系数 b 根据所给定的同步附着系数0由公式 L hL g02 （ 2 1） 满载时 6.034.3 22.06.087.1 2.2.4 制动器最大制动力矩 由轮胎与路面附着 系数所决定的后轴最大附着力矩。由公式： )( 12 gqhLLGF （ 2 2） ege rqhLLGrFM )( 12m a x2 （ 2 3） 式中 该车所能遇到的最大附着系数 =0.8； Q 制动强度； er 车轮有效半径； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 max2M 后轴最大制动力矩； G 汽车满载质量； L 汽车轴距 其中 77.022.0)6.08.0(47.18.047.1)( 01 1 ghLLq mNrqhLLGrFM ege /34534.3 369.08.0)22.077.047.1(3005)( 12m a x2 2.3 本章小结 本章介绍了制动器结构方案的确定及盘式、鼓式制动器的主要分类，制动器主要参数及选择，制动力矩分配系数、同步附着系数及制动器最大制动力矩。 第 3 章 盘式制动器结构设计计算与校核 3.1 盘式制动器的主要参数确定 3.1.1 制动盘直径 D 制动盘 直径 D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径就得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径 D受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径 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。 本设计的盘式制动器是 轻型载货汽车盘式制动器设计 。因轮辋直径为 16 英寸，换算后为 406.4mm,则 D 取 406.40.79=321mm 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 3.1.2 制动盘厚度 h 制动盘厚度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面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为 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。 本设计采用 通风 制动盘， 厚度 取 20mm。 3.1.3 摩擦衬片内半径1R与外半径2R推荐摩擦衬块的外半径2R与内半径1R的比值不大于 1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的周围速度相差较大，则其磨损就不会均匀，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 故选1R =100mm， 2R =150m。 3.1.4 摩擦衬片工作面积 A 推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有汽车质量在 1.6kg/cm2 3.5kg/ cm2范围内选取。 因汽车质量为 3005kg，则取一个制 动器的摩擦 衬 块的工作面积 为 120 cm2。 3.2 盘式制动器的主要零部件设计与计算 3.2.1 制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或者添用 Cr， Ni等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼帽形两种。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，这样可以大大的增加散热面积，降低温升约 20% 30%，但盘的整体厚度较厚。 重型货车制动盘 其厚度在 20mm 22.5mm 之间。而一般不带通风槽的制动盘，其厚度约在 10mm 13mm 之间。 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。 本设计制动盘厚度选为 20mm。 3.2.2 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。其外黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳应有高的强度和刚度。一般多在钳体加工中加工出制动油缸，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中的油缸大的多，轿车钳盘式制动油缸的直径最大可达 68.1mm（单缸）或 45.4mm（双缸），客车和货车可达 82.5mm（单缸）或 79.4mm（双缸）。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或由钢制造。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀鉻处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则称为必须解决的问题。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半轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后则可减少制动时轮毂轴承的合成载荷。 本设计的制动钳位于车轴前。 3.2.3 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、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块的面积，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。据统计，轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在 7.5mm 16mm 之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在 14mm 22mm 之间。许多盘 式 制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置，以便能 及 时更换摩擦衬块。 本设计摩擦块厚度选为 12mm。 3.2.4 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。 目前在制动器中广泛采用着模压材料，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，使衬片或黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。 另一种是编织材料，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 （ f0.4 ），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。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。 粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占质量的 60 80），加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但 造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。 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。 本设计的摩擦材料的摩擦系数取 0.3。 3.2.5 制动轮缸 制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支 承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；此盘式制动器用一个单活塞制动轮缸推动。 3.2.6 制动器间隙的调整方法 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。一般说来，盘式制动器的设定间隙为 0.1mm 0.3mm（单侧为 0.05mm0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。 另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或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。 本设计采用一次调准式间隙自调装置。 3.3 盘式制动器强度校核 3.3.1 摩擦衬片的磨损特性的计算 摩擦衬 片 的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 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，则衬块的磨损愈严重。 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 9，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 ： 122211 2)(21tAvvme a （ 3 1） )1(2)(21222212 tAvvme a （ 3 2） j vvt 21 （ 3 3） 式中 ： 汽车回转质量换算系数； ma 汽车总质量； v1， v2 汽车制动初速度与终速度， m s；计算时 轻型载货汽车 取 v1=95km/h； j 制动减速度， m s2，计算时取 j=0.6g； t 制动时间， s； A1， A2 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 v2=0 时，并可近似地认为 =1，则有 ： 1211 221tAvme a （ 3 4） )1(2212212 tAvme a （ 3 5） 将 v2=0， =1 ， ma =3005kg， v1 =22.2m/s， A1 =120cm2， =0.6。 代入式（ 3 3） 可求得 t=3.7s；代入式（ 3 4）则可求得 e1=5.08 W mm2 6.0W mm2。 、轻型货 车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0W mm2。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片 (衬块 )的磨损，而且可能引起制动盘的龟裂。 经校核 A1=120cm2符合要求 。 3.3.2 盘式制动器最大制动力矩的计算 如图 3 1 所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况 ： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 图 3 1 制动时的汽车受力 图 根据图 3 1 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，得平衡式为 ： ghdtdumGLLZ 21（ 3 6） 对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为 ： ghdtdumGLLZ 12（ 3 7） 式中： Z1 汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力， N； Z2 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； L1 汽车质心离前轴距离，mm； L2 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， ；dtdu 汽车制动减速度， m s2。 若在附着系数为 的路面上制动，前、后轮均抱死，此时汽车总的地面制动力 21 BBB FFF 于汽车前、后轴车轮的总的附着力 21 FFF dtdumGFF B （ 3 8） 可得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式： LhLGZg /)( 21 （ 3 9） LhLGZg /)( 22 （ 3 10） GqdtdugGFFF BBB 21（ 3 11） 式中 ： q 制动强度 ； FB1， FB2 前后轴车轮的地面制动力 。 前后轴车轮的附着力为 ： ggB qhLLGLhFLLGF 221（ 3 12） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 )()( 222 ggB qhLLGLhFLLGF （ 3 13） 由式（ 4 12），式（ 4 13）可求得在任何附着系数 的路面上，前、后轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分 利用的条件为 ： GFFff 21(3 14) )()(1221ggff hL hLFF (3 15) 式中 ： Ff1 前轴车轮的制动器制动力 ： Ff1=FB1=Z 1； （ 3 16） Ff2 前轴车轮的制动器制动力 ： Ff2=FB2=Z 2； （ 3 17） FB1 前轴车轮的地面制动力； FB2 前轴车轮的地面制动力； Z1， Z2 地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； L1， L2 汽车质心离前、后轴的距离； hg 汽车质心高度 。 本设计 为轻型载货汽车 ， 满 载质量为 3005 ， =0.6 ， L=3340， L1=1470mm，L2=1870mm， hg=220mm。 根据式 （ 3 9），（ 3 10） 可得 Z1=17652N， Z2=15324N；由式（ 3 12），（ 3 13）可求得 F1=1069N， F2=666N。 最大制动力矩是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 Z1， Z2 成正比。由式 （ 3 14） ， （ 3 15） 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47.12121 ZZFFff 。通常，此比值：轿车约为 1.3 1.6。经校核，符合要求。 前轴的车轮制动器所能产生的最大 制动力矩为： egref rqhLLGZT 21m a x1（ 3 18） 式中 re 车轮 有效半径，本设计为轻型载货汽车，轮胎型号为 6.50-16。则有效半径 re=357mm。根据式（ 3 13）可得： Tf1max=350N/m。 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上式计算所得结果的半值。 3.3.3 盘式制动器最大制动力矩的计算 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取 作用半径 R 为平均半径 Rm 或有效半径 Re 已足够精确 。 .如图 3 2 所示， 平均半径为 2 21 RRR m (3 19) 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 式中 ： R1 ， R2 扇形摩擦衬块的内半径和外半径。 图 3 2 钳盘式制动器的作用半径计算用简图 根据图 3 2，在任一单元面积 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 ： )(322 3132