原创】轿车后轮盘式制动器设计_毕业论文设计(20201002115043

1、第一章绪 论 11.1 制动系统的基本概念 11.2制动系统发展史 21.3研究方向 错误！未定义书签。1.4课题主要内容： 错误！未定义书签。1.5课题研究方案： 错误！未定义书签。第二章制动器的结构形式选择 错误！未定义书签。2.1盘式制动器结构形式 错误！未定义书签。2.2鼓式制动器结构形式简介 错误！未定义书签。2.3 7250型轿车制动器结构的最终确定 错误！未定义书签。第三章 制动器主要参数选择 错误！未定义书签。3.1制动力与制动力分配系数 错误！未定义书签。3.2同步附着系数 错误！未定义书签。3.3制动强度和附着系数利用率 33.4制动器最大制动力矩 43.5制动器因数 53

2、.6驻车制动计算 63.7鼓式制动器主要参数的确定 7第四章制动器的设计 104.1盘式制动器主要参数的确定 104.2摩擦衬块的磨损特性计算 11421比能量耗散率 114.2.2比滑磨功 错误！未定义书签。4.3盘式制动器制动力矩的计算 错误！未定义书签。第五章 盘中鼓制动器现状与未来 错误！未定义书签。5.1盘式制动器取代鼓式原因 错误！未定义书签。5.2鼓式制动器现状 错误！未定义书签。5.3 DIH盘中鼓结构设计原因 错误！未定义书签。5.4盘中鼓式制动器未来 错误！未定义书签。5.5盘中鼓需要发展的方向 错误！未定义书签。第六章 制动器主要零部件的结构设计 错误！未定义书签。6.1

3、制动盘 错误！未定义书签。6.2制动钳 错误！未定义书签。6.3制动块 错误！未定义书签。6.4摩擦材料 错误！未定义书签。6.5制动器间隙的调整方法及相应机构 错误！未定义书签。第七章 制动性能分析。 错误！未定义书签。7.1制动性能评价指标 错误！未定义书签。7.1.1制动效能 错误！未定义书签。7.1.2制动效能的恒定性 错误！未定义书签。7.1.3 制动时汽车的方向稳定性 错误！未定义书签。7.2制动器制动力分配曲线分析 错误！未定义书签参考文献 错误！未定义书签第一章绪 论1.1制动系统的基本概念令正在运行的车辆速度降低以至于停车，或者当进行下坡路段时可以用来稳 定车辆的行驶速度，也

4、可以令停在道路上的车保持不动，将能够完成如此相应功 能的部件就是我们常说的车辆制动器；在车上装备一系列实现能够完成制动这一 个功能装置，以便帮助驾驶员根据交通情况和路况做出相应反应与操作，这些对汽车进行外力可控的装置系统被称为制动系，而实现这功能的外力就是我们说的 制动力。将那些令正在前进中的汽车速度下降或者停车的系统称为行车制动； 令静止 的汽车静止在最开始停车的位置的制动系就是驻车制动。这两种制动系是一辆汽 车所必须装备的，用以保证实现汽车的行驶安全性与驻车稳定性。图1.1汽车制动系组成1-制动助力器；A制动灯开关；3-驻车制动与行车制动警示灯：驻车制动接触装蛊；心5后轮制动器；6制动灯i

5、卜驻车制动牆板；8制动鉛板？ 9制动主缸；W 制动t中11 发动机进气管：1低压管：1一制动盘，所有的制动系都应当具有以下四个部分（如图1.1所示）：供能装置：包括供给、调节能量及改善介质状态。控制装置：产生制动力和控制效果的一种部件。传动装置：向制动器的相应部分进行能量传递的。制动器：产生阻碍汽车运动及运动趋势的相关汽车工作组件，也包括辅助制动的缓速装置。按制动能源分类可分为：以驾驶员作为制动源的人力制动系；全部靠汽车引擎 所产生的动力转化为气压或液压能为以完成制动就被称为动力制动系，其制动源是 发动机驱动的空气压缩机或油泵；兼用人力与汽车引擎动力来实现车辆制动的制动 系称为伺服制动系。驻车

6、制动一般采用人力式或动力式。对汽车制动进行相关评价也是汽车安全性的关键部分，通常制动也是车辆 整体的关键结构单元。如今汽车业十分发达，人们对汽车的性能要求也在不断提 高。一套安全、环保、经济的制动系可以很大幅度的提高汽车性能，这也是设计 人员不断完善的目标。1.2制动系统发展史腓尼基人（又称闪族人在黎巴嫩和叙利亚沿海一带）已经可以用简单装置来制动他们的战车，并且在18、19世纪的马车上利用的挂在链条上的制动闸瓦或 楔块来制动车辆。19世纪末汽车制造才开始进入系统化。威廉 ？迈巴赫把大部分 时间花费于将内燃机转速从180rmin改进到到当时可用的600rmin。1885年“赖 特车”车速达到12

7、km 最大转矩226 N m 4000rmin;最高车速：210km最大转矩：226 N*m 4000rmin最高车速：210km for Europe （ECE）规定无论在什么载荷情况下，轿车在0.15 q0.8，其他汽车在0.15 q0.3的范围内，前轮均能提前抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在 0.2 0.1 +0.85( : - 0.2)。由式(13)可知 q=0.71，满足。3.3制动强度和附着系数利用率对于前面提及的制动强度q和附着系数利用率；的介绍。现在考虑当=。、;0和0时的q和；的变化于什么有关。根据所定的同步附着系数0，由式（3.10）及式（3.11）得(3.13)进而求得G

8、L J 0hg)qGFB2 二Fb(1 - J 二Gq(1 - J =(L1 一0hg)q(3.14)(3.15)(3.16)(3.17)L2_L2( - )hg(3.18)当 =% 时：Fb, = F阳，Fb2=Fq，故 Fb=G=13083N，此时 q= ； & =1。当 ；0时：可获得的最大制动力取决于前轮刚要预先抱死的条件，即FB1=Ftfi。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.12）和式（3.14）得F厂 L2 j jhg_L2申AL?( 0- )hg当， ；：0时：或许得到的最大总制动力受到后轮刚刚抱死的条件限制，即FB =珂。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3

9、.15）得Fb =GLiC J)hg(3.19)LJLi C - o)hg(3.20 )(3.21 )毕业设计计算过程里的值是确定不变的，其 订值应当小于遇到的最大附着系数，这样可以保证在平常工作的附着系数范围内；不致过低。在0的良好路面上突然刹车时，基本上都是后轮先抱死。3.4制动器最大制动力矩为使汽车拥有更好的制动效能和优秀的稳定性，所以需要正确无误地进行前，后轮制动器的制动力矩设计。最大制动力是当汽车附着条件被完全利用的前提下取得的，此刻制动力同陆 地作用在车轮的法向力 乙，Z2成正比。由(3.8)可知，一般轿车前、后车轮附着力同时完美实现功能，换句话说前、后轮同时抱死时的制动力之比为F

10、fiFf2L20hgL1-0hg= 2.16式中：Li, L2 汽车质心离前、后轴距离o 同步附着系数；hg 汽车质心高度。制动器工作过程中创造的制动力矩是受到车轮的验算力矩所限制，即Tf Ffje ；Tf2 二 Ff2e式中：Ffi 前轴制动器的制动力，Ff = Z：；Ff2 后轴制动器的制动力，Ff2 2 ；作用于前轴车轮上的地面法向反力；乙一一作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮有效半径。相对于工作在道路条件恶劣、低速行驶车辆不得不选取小的同步附着系数 0，为了保证其能在 - 0的条件相对优质的路面上（例如=0.69 ）实现刹车过程中后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q = ），前、后

11、轴制动器能拥有最大制动力矩为：Tfimax 二Z1*：hg） Ye =2847NpT f 2maxTf max = 1279N *m对于选取同步附着系数值略大的汽车，从制动稳定性这一点考虑，来设计各轴的最大制动力矩。当.0时，此时所对应极限制动强度q ;，因此需要的前轴与后轴的最大制动力矩为G巾T f 2max = l ( L1 _ qh g ) refimaxI：Tf2max(3.22)(3.23)设计依照于小的同步附着系数-0值的车辆，确保在.;：0的相对条件较好的路面上（例如=0.69）可以达到制动时后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强 度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为

12、(3.24)(3.25)yTT fi max 二 Zi*(L2hg)e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；re车轮有效半径。一个车轮制动器的最大制动力矩为计算结果的二分之一。f2maxfi max3.5制动器因数式(3.1)提供了制动器因数BF的计算公式，其代表了制动器效能，也就是制 动器效能因数。从根本上来说是制动器在单位作用力或单位压力输入时所能输出 的力矩或力，对不同型式制动器的制动效能进行评估。制动器因数可按照为在刹 车碟片的作用半径上的摩擦力与输入力之比，BF 丄(3.26)PR式中：Tf 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

13、取施加在两制动蹄的张开力的平均值为输入力。其中 钳盘式制动器，两侧制动块对刹车碟片的压紧力均为P，则刹车碟片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)。因此可以求得该形式制动器的制动器因数为：2 fpBF2f(3.27)P式中：f为摩擦系数，本设计中取f=0.33 ;则BF=0.663.6驻车制动计算汽车在上坡路停车时的受力如图 3.4所示。由下图可推导求出车辆在上坡停 驻时后轮的附着力为：m g申Z2： (Lqosj hgsin 二)同样可求出汽车在下坡时停车的后轴车轮的附着力为：Z2 = m, (L! cos hg sin 二)图3.4汽车在上坡路上

14、停车时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等这一个已知关系，可计算出汽车在上、下 坡路段上驻车时的坡度极限倾角 ，即由m gPa（L1 cos篇川hg sin :-） = mag sin :-求得汽车在上坡时停车所能达到的极限坡路倾角为：二 arcta n(3.28)在本设计中：-arctanL1= arctan69 1308=21.88=2153L -hg2725-0.69X635汽车在下坡时可以停车的最大下坡路倾角为:二 arctan(3.29)在本设计中：J 二arctanL1arctan 0.69 130816.11 =1672725+ 0.69沃 635通常需要各种汽车的最大驻坡度

15、不小于16% : 20%，所以满足要求单独驻车制动器的所能达到最大制动力矩为ma * g * re * sin：2二1128N m3.7鼓式制动器主要参数的确定鉴于DIH的传统和可靠性要优越于BIR新型的机械滚珠斜面式制动器，故此 驻车由鼓式制动器来承担。由于驻车制动情况特殊，工作条件简单并且相对于行 车制动工作环境要明显好。因此完全采用全机械式自增力式鼓式制动器。鼓式制 动器几乎实现完全密闭同时驻车机构简单衬块面积大，磨损较小等优点，所以用鼓式制动器符合汽车驻车制动要求。不过由于该鼓式制动器受到盘式制动器尺寸限制无法安装国检标准进行加 工，其制动器的制动鼓尺寸由制动盘内鼓所决定。所以需要专门

16、的一套标准进行 设计。由于鼓式制动器只用于驻车制动所以进行需要进行手制动力的验算校核。 如图3.5的驻车操纵过程中，当车轮有向前方的滚动趋势时，对制动蹄进行相应 的力学分析，不难得到如下计算Qi(|3 - |i) + Ffi* R - Ni* Rc= 0I Q2*|3=Ff2*R + N2*Rc由于Ff二 N是制动蹄与制动鼓之间的摩擦系数，故N = 孚，带入方程组求得Ff1与Ff2T 二（FfiFf2）Q213Rc+ R一R （ 3.30）12t - 通过对制动蹄杠杆受力分析，同时令 -11,可得：Q1 = F,Q2二T) F带入上式，则可以得到:F(|3 - |1)(- 1)FI 3Rc设施

17、加在制动手柄上的驾驶员操纵力为p,此时后轮制动器采用相同驻车制(3.31 )动机构时制动驱动力F为：F(3.32)其中P施加在制动手柄上的拉力,-驻车驱动机构的总杠杆比m -驻车时驱动机构的效率，一般取m = 0.6 - 0.8将公式32带入公式31,使T - T 0不难得到驻车时制动操作杆所需要拉 力应不大于500N否则要调整总杠杆比或者改变制动蹄杠杆 进行调节。该设计过程中已知数据T o = 1128 N * m , m = 0.75 ,= 20Rc = v12 272 73I 15,12=115 ,丨3 二 130产l 2R = 90 ,0 .35 ,7.711求出F=3438N,P=4

18、58N.由于P二458 - 500 N所以基本符合标准第四章制动器的设计4.1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应尽量选择数值较大的数，这样可以将制动盘的有效半径扩 大，同时也将减弱制动钳所产生的制动力，降低摩擦衬块的工作温度和工作压力， 但是由于存在轮辋尺寸的相应要求， 制动盘直径一般选取轮辋70%79%为宜， 需要注意当整车质量超过两吨是计算应取最大值。此次设计过程中： D =76%D，76%* 16* 25.4 = 308.864mm 取 D=310mm(2) 制动盘厚度h制动盘厚度h对制动盘整体重量和工作温升有很大影响与限制。为了设计轻 量化，制动盘厚度又不宜过大

19、，但由于尺寸问题厚度又应该取大些。 制动盘一般 制成实心的，但是为了散热好，也可在制动盘的工作表面之间铸出通风孔。一般 情况下，实心刹车碟片的厚度大约范围在 10mm-20mm；通风盘式制动盘的工作 表面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm-50mm,采用20mm-30mm较为广泛。在本设计中：后制动盘采用实心盘，取厚度h=15mm(3) 摩擦衬块内半径R与外半径R2建议摩擦衬块外半径R2与内半径R的比值不大于1.5.一旦二者比值偏大，工 作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差将会变得较大，导致部分局部位置磨损严 重，接触面积缩小，最终将造成制动力矩波动频繁。此次设计过程中：取R=118mm,R

20、=155mm(4) 摩擦衬块的工作面积A2 2一般摩擦衬块的单位面积占有汽车质量在1.6kg/cm -3.5kg/cm区间内进行选取，如今考虑摩擦材料的更新换代性能不断改良，该范围可以略微扩大些。 鉴于这种类型的汽车在设计时多采用的是半金属摩擦材料，该摩擦材料的摩擦系数要明显优于石棉材料。此次设计制动器衬块的工作面积初步确定为70 cm2。4.2摩擦衬块的磨损特性计算制动器摩擦衬片的磨损，与其摩擦副的制造材料、工作期间温度变化、摩擦 副加工表面粗糙度、制动压力大小以及相对滑磨速度快慢等多种因素有关。不过试验表明，摩擦表面的摩擦系数、工作温度、制动时的压力与制动器表面加工情 况等是影响制动器衬片

21、磨损的重要因素。汽车在制动过程中是将动能绝大部分变为热量并不断耗尽的过程。在制动强度巨大的紧急制动特殊情况下，制动器几乎承载将汽车动力转换为热量并快速消 耗的使命。如果短时间内制动造成的大量热能不能及时传导到空气中并被消耗 掉,这样会导致制动器的温度不断升高。这就我们常说的制动器的能量负荷。负 荷增加，则衬片（衬块）工作强度就会越大这样磨损就会越加严重。421比能量耗散率制动器的能量负荷高低常以其比能量耗散率作为评定标准。比能量耗散率又称为单位能量负荷，是单位面积的摩擦材料在一定时间内消耗的能量的体现，其 单位为W/mm2般轿车的单独一个前轮制动器和单独后轮制动器的比能量耗散率分别为 ma V1221e2 =222tAit ma vi V22tA2(4.1)V| -V2ma 汽车总质量;V1，V2汽车制动初速度与末速度 m/s ;计算轿车取v 100km/2