汽车设计课程设计-制动盘改装设计说明书

1 目 录 1. 改装课题 . 错误 !未定义书签。 2. 改装课题分析 . 错误 !未定义书签。 3. 改装设计的设计过程 . 3 3.1. 盘式制动器主要参数的确定 . 3 3.2. 摩擦衬片磨损特性计算 . 5 3.3. 制动器主要零部件的结构设计 . 8 4. 设计小结 . 15 5. 参考文献 . 16 2 1. 改装 课题 （ 1）通过增大制动盘半径使制动管路压力减小以减轻制动器摩 擦衬块的磨损 ; （ 2） 通过将光盘刹车盘改装成通风盘以增强其散热性。 2. 改装 课题分析 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，制动系统故障引起的事故为总数的 45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统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。制动系既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。 本 组对制动器 的 改装 主要从两方面 来分析：第一个方面是通过增大制动盘半径使制动管路压力减小以减轻制动器摩擦衬块的磨损，第二个 方面是 通过将光盘刹车盘改装成通风盘以增强其散热性。 制动盘半径 的增大带来摩擦衬块作用半径的增大， 当 汽车制动 力矩 一定 时 ，更大的作用半径 所需的力 就越小，故摩擦衬块所受的 压力 也将 更 小，那么，制动管路 所需 的压力 更小， 摩擦衬块 的 磨损也将更小。 径向通风制动盘，即具有径向通风道的制动盘，是为了提高盘式制动器散热性能而设计的一种新型制动盘。它结构简单，效果良好，因而得到了迅速发展。国外现在已在径向通风的基础上，又发展了具有径向 +轴向 通风道的制动盘。通过试验证明：如在连续制动持续时间较短或无数次刹车中制动循环周期大于 86秒时，径向通风制动盘优于径向 +轴向通风的制动盘。试验又指出：径向通风制动盘如采用曲线通风道，又比直线通风道更加优越。采用曲线通风道，能使散热表面积增加 3 30%，产生的稳定制动功率高出直线型 12%。在其它条件不变时，以循环周期 20 秒进行重复刹车，径向曲线型制动盘的温度不仅低于径向直线型，而且也低于径向 +轴向型。在 15次刹车时，径向曲线型比直线型制动盘温度低 90摄氏度。 因此，径向曲线型通风道，是我组改装盘式制动器制动盘时首先 考虑的型式。下列过程即阐述了我们在改装设计过程中对比亚迪 G3 前轮制动器的制动盘及其附属零件进行的参数计算和结构设计。 3. 改装设计的设计过程 3.1. 盘式制动器主要参数的确定 3.1.1 制动盘直径 D 本 次改装设计的内容是通过增大 制动盘半径使制动管路压力减小以减轻制动器摩擦衬块的磨损， 但由于整个制动器总成是完全安装在轮辋里面的，所以轮辋的尺寸就对增大制动盘造成限制。原车采用 15吋（约为 381mm） 轮辋，而其制动盘直径为 256mm，其与轮辋直径的比值为 67.2%。根据相关设计资料介绍，制动盘直径的值一般可取轮辋直径的 70% 79%，据此，可初步算得制动盘的直径范围： 7 0 % 7 9 % 7 0 % 7 9 % 1 5 2 5 . 4 2 6 6 . 7 3 0 1rD D m m 综合考虑轮辋结构尺寸、制动钳体外廓尺寸及其在转向节上的安装位置等约束因素，在制动盘直径的取值范围内选 取D=273m。 3.1.2 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D=273mm 4 20mm-50mm,但多采用 20mm-30mm。 原车前轮制动器使用的是实心式制动盘（光盘），其厚度为 14mm。为了改善该车前轮制动器在制动过程中的散热能力，我们将原有实心式制动盘改为具有中空流道结构的通风盘，根据相关设计资料，选取新制动盘的厚度为 21mm。 3.1.3 摩擦衬块内半径1R与外半径0R原车 前轮制动器使用的是实心式制动盘（光盘），其外半径0R为 125mm，内半径1R为 90mm。为了增大制动盘 半径 ，我们将原有实心式制动盘摩擦 衬片的外半径扩大 为 135mm。 3.1.4 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。经计算得 ，改装后的衬片摩擦面积为 244cm 。 一些国产汽车前盘式的制动器的主要参数 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 h=21mm 1R=90mm 0R=135mm A= 244cm 5 3.2 摩擦衬片磨损 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。 3.2.1 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的比能量耗散率为 221211()122am v vetA 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/ ；计算时取 1v =100 /km h 27.8 /ms； j 制动减速度， m s2，计 算时取 j=0 87g； t 制动时间， s ； 1A 前制动器衬片 (衬块 )的摩擦面积； 21 4 4 1 7 .9A mm 制动力分配系数 计算得 0.59 6 在紧急制动到 02 v 时，并可近似地认为 1 ，则有 1211 221tAvme a 把个参数值代入上式得 12 2 7 . 8 3 . 2 60 . 8 7 * 9 . 8vvtsj 2 221111 1 1 2 1 0 2 7 . 8 0 . 5 9 4 . 0 6 /2 2 2 2 3 . 2 6 4 4 1 7 . 9 4amve W m mtA 比能量耗散率过高会引起衬片（衬块）的急剧磨损，还可能引起制动盘产生龟裂。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 3.26s。1A为前制动器摩擦衬片面积。 0.59 ，求得 21 4 .0 6 /e W m m， 符合要求。 3.2.2 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： 2 m a x2aaffmvLLA 式中：am 汽车总质量， kg； maxav 汽车最高制动车速， m/s 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 : 21 4 .0 6 /e W m m 符合要求 7 可求得： 2 21 2 1 0 2 7 . 8 2 6 5 6 . 6 /2 4 4 4fL J c m，结果偏大 ，反思后发觉衬块的摩擦面 积取得过小 。 3.2.3 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 LV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 C=482J/(kgg K)；对于铝合金 C=880 J/(kgg K) hc 与制动盘相连的受热金属件的比容热； tV 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 22 (1 )2aavLm 求得： 2 418 . 3 31 2 1 0 0 . 5 9 2 . 5 1 0 ( )2LJ 2 428 . 3 31 2 1 0 0 . 4 1 1 . 7 1 0 ( )2 所以： 412 2 . 5 1 . 7 4 . 2 1 0 ( )L L L J 式中 am 汽车满载总质量，为 1210Kg av 汽车制动时的初速度 汽车制动器制动力分配系数，为 0.59 8 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 V44.2 10L 故，满足以下条件： d d h hm c m c t LV3.3 制动器主要零部件的结构设计 3.3.1 制动盘 3.1.1.1 制动盘基本结构形式的选择 根据相关资料：制动盘一般采用珠光体灰铸铁制成，或用添加 ,irNC等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼帽形。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。 由于本次设计是改装设计，故考虑尽量不改变原制动盘结构。所以，新设计的制动盘结构形状仍为礼帽形 ,并将原有实心光盘结构改为径向通风盘结构。 3.1.1.2 制动盘通风孔道的详细设计 径向通风制动盘结构简单，效果良好，因而得到了迅速发展。试验指出：径向通风制动盘如采用曲线通风道，又比直线通风道更加优越。采用曲线通 风道，能使散热表面积增加 30%，产生的稳定制动功率高出直线型 12%。在其它条件不变时，以循环周期 20 秒进行重复刹车，径向曲线型制动盘的温度不仅低于径向直线型，而且也低于径向 +轴向型。在 15次刹车时，径向曲线型比直线型制动盘温度低 90 摄氏度。因此，径向曲线型通风道，是我组改装盘式制动器制动盘时首先考虑的型式。 据流体力学指出：离心通风机曲线叶片分前向、径向、后向三种，如下图所示为曲线型通风道示意图，其中1b、2b分别为通风道入口角、通风道出口角， 21 、 分别为通风道高度44.2 10L 满足条件 采用礼帽形结构，径向通风盘 采用曲线型通风道 9 和冷却片厚度。从冷却片形状来分析，向后通风道（2b90）的流道更平滑，气流在其中流动时阻力较小，能量损失小，因此选择后向的冷却片。 曲线型通风道示意图 根据流体力学相关理论：单位体积或单位重量的理想流体自叶轮中获得的能量多少， 仅与通风道入口、出口处的参数有关，而与通风道内部的形状无关。因此，为了设计与工艺简单，采用圆弧做通风道曲线较好。 通风道基本形状确定后，计算合理的通风道入口角1b、出口角2b和叶片数 B。为满足双向散热性能的要求，一般取1b=90，通风道进风口的截面积 1S 应大于出风口的截面积2S ，其中制动盘外径为 273mm,摩擦环内径为 170mm，经计算，得出 5.38)2 7 3/1 7 0a rc s in (2b。 通过计算和画图，最终确定1b=90，2b=38，叶片厚度 5mm,30个，如下图。 制动盘通风道 采用后向冷却片 1b=90 2b=38 叶片厚度5mm 30 个 采用圆弧曲线 10 3.1.1.3 制动盘的装配设计 改装后的制动盘与相邻零件的装配关系保持不变，采用两颗 M8 20开槽沉头螺钉实现其与轮毂的定位，并采用四颗 M10螺柱将轮毂、制动盘、轮辋三者固定在一起，装配关系如下图所示。 制动盘的装配 3.1.1.4 尺寸公差、形位公差、表面粗糙度的设计与标注 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。详细标注见于制动盘零件图。 11 3.3.2 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。 3.3.3 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 10mm，制动块衬板厚 5mm,制动块衬板 外侧贴有消音片，有报警装置，如下图所示。 制动衬块厚 10mm 制动块衬板厚 5mm 12 制动块 总成 3.3.4 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。 13 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 - - 对偶性 优 良 中 -良 差 差 价格 中 -高 低 -中 中 -良 高 高 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 f=0.4 3.3.5 制动轮缸 制动轮缸的缸体与制动钳体采用可锻铸铁一体制造，缸壁需镗磨。 采用半金属摩擦材料 14 3.3.6 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。本次改装设计保持原有制动间隙不变，为0.1mm。 制动器间隙的调整 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。 15 4.设计小结 总体来说，我在完成这 次课程设计的过程中