中型轿车的盘式制动器的设计

PAGEPAGEIV中型轿车的盘式制动器的设计摘要盘式制动器是汽车制动系统中的重要组成部件。随着科学的发展以及人们生活的需要，盘式制动器因为其优良的制动性能，也越来越多的被用于汽车上。因此设计一个性能稳定同时安全可靠地盘式制动器很重要，并且通过盘式制动器设计计算，有助于初步掌握汽车新产品的开发与设计的方法，培养了汽车零部件的设计能力，提高了综合运用所学知识解决实际问题的能力，具有十分重要的意义。本说明书主要介绍了中型轿车盘式制动系统的设计，首先介绍了汽车制动系统的研究背景、意义以及国内外研究现状；然后介绍了关于制动器和盘式制动器的相关概述，进一步分析了制动器形式的选择，并确定了制动器的设计参数。在设计计算部分，选择了几个结构参数，计算了制动系的主要参数，盘式制动器相关零件以及驱动机构的设计计算。关键词：盘式制动器；参数；制动盘

ABSTRACTDiscbrakeisanimportantpartofautomobilebrakesystem.Withthedevelopmentofscienceandtheneedofpeople'slife,thediscbrakebecauseofitsgoodbrakingperformance,alsomoreandmoreusedinthecar.Sotodesignastableperformanceandsafeandreliablediscbrakesareveryimportant,andthroughthediscbrakedesignandcalculation,helppreliminarymasterautomobilenewproductdevelopmentanddesign,themethodofcultivatingthedesigncapacityofautoparts,improvethecomprehensiveabilitytouseknowledgetosolvepracticalproblems,hastheveryvitalsignificance.Thismanualmainlyintroducesthemedium-sizedcardiscbrakesystemdesign,firstintroducedtheautomobilebrakingsystemtheresearchbackground,significanceandresearchstatusathomeandabroad;Andthenintroducedtherelatedoverviewaboutbrakeanddiscbrake,thechoiceoftheformoffurtheranalysisofthebrake,anddeterminethedesignparametersofthebrake.Indesigncalculationsection,chooseseveralstructuralparameters,calculatingthemainparametersofbrakesystemandbrakediscrelatedpartsandthecalculationinthedesignofdrivingmechanism.Keywords:discbrake;Parameters;Brakedisc

目录摘要 I第一章绪论 11.1研究背景 11.2研究意义 11.3国内外研究现状 11.3.1国内研究现状 11.3.2国外研究现状 2第二章相关概述 52.1制动器 52.2盘式制动器 52.3盘式制动器的工作原理 6第三章制动器形式的选择 73.1钳盘式制动器 83.2全盘式制动器 83.1.1固定钳式 93.1.2浮动钳式 9第四章盘式制动器主要参数的确定 114.1制动盘直径 114.2制动盘的厚度 114.3摩擦衬块外半径与内半径 114.4制动衬块工作面积 12第五章盘式制动器的设计计算 135.1同步附着系数的确定 135.2制动力分配系数的确定 135.3前，后轮制动器制动力矩的确定 135.4利用附着系数和制动效率 155.5制动器制动性能核算 165.6衬块磨损特性的计算 165.7制动器的热容量和温升的核算 18第六章制动器主要零部件的结构设计 206.1制动盘 206.2制动钳 206.3制动块 206.4摩擦材料 216.5制动器间隙的调整方法及相应机构 21第七章制动驱动机构的设计与计算 237.1制动驱动机构的形式 237.2液压制动驱动机构的设计计算 237.2.1制动轮缸直径与工作容积 237.2.2制动主缸直径与工作容积 247.2.3制动踏板力 257.2.4踏板工作行程 25结论 26参考文献 27致谢 29PAGE24第一章绪论1.1研究背景盘式制动器是汽车的关键部件之一,根据未来汽车的发展方向，盘式制动器的发展方向是轻量化,这不能用一个简单的重量来衡量,必须与盘式制动器的尺寸和功能设计相结合。盘式制动器的轻量化通常用于三个目的。第一个是盘式制动器的功能满足需求,盘式制动器的轻量化是在减少自身重量的基础上维持原来的功能相同,达到一种减肥瘦身效果;其次是目前的盘式制动器仍不能满足汽车的需要,轻量级的设计是促进完美的功能和维护相同的质量,如改善摩擦性能,改善其刚度、强度和热稳定性,最后一点是盘式制动器轻量级设计是提高性能,同时降低其重量。轻量级盘式制动器的设计实际上是质量减少,功能完善,结构优化,合理价格的统一。1.2研究意义随着我国汽车工业技术的发展,特别是轿车工业的发展,合资企业的引进，国外先进技术的进入，汽车上采应用盘式制动器配置才逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性，满足人们不断提高的生活物质需求、改善生活环境等方面都发挥了很大的作用。设计一个性能稳定同时安全可靠地盘式制动器很重要，并且通过盘式制动器设计计算，有助于初步掌握汽车新产品的开发与设计的方法，培养了汽车零部件的设计能力，提高了综合运用所学知识解决实际问题的能力，具有十分重要的意义。1.3国内外研究现状1.3.1国内研究现状我国盘式制动器市场需求增长速度发展非常快。与其他汽车强国相比，中国轻型汽车部件研究起步较晚,仍有许多重要的常见技术问题尚未解决。目前,国内汽车零部件轻量化材料研究和应用快速发展汽车铝合金、镁合金和高性能钢板已被应用于汽车。如奇瑞艾瑞泽7采用全铝合金材料制作发动机。上个世纪80年代,重庆汽车研究所进行了双相钢研究;一汽、奇瑞汽车也展开了高强度钢在汽车上的使用。在汽车的结构优化设计之中,中国已经完全抛开依赖于过去的方式，开始使用体验设计CAD/CAE优化静态和动态强度分析设计方法。此外,国内也有很多自主研发的成果，比如说北京航空航天大学开发的CAD系统CAXA，拥有一个轻量级技术模块,使用有限元法和优化方法的结构分析和优化设计，减少部分的质量。王晓奇，陈文敏将多目标优化方法运用到汽车盘式制动器设计中去。他们发现可以通过机械零件三维模型的加工直观的再现复杂的加工效果可帮助设计师发现问题和创新。曲杰，苏海赋等人对浮钳式盘式制动器进行了受力分析，通过建模对她的工作状态下的应力情况进行了求解，发现钳体和支架的设计强度与材料的性能要求是完全满足的。王奎洋，唐金花等人利用ANSYS软件建立其有限元模型，分析了盘式制动器制动时的稳定性。在得出振频数据之后再研究对该盘式制动器结构稳定性影响较大的零件和参数对其制动稳定性的交叉影响。结果表明,盘式制动器可以通过改变钳体和制动盘的厚度来改善其稳定程度。吕辉，于德介利用CAD/CAE软件建立了某盘式制动器的有限元模型，在保证其功能正常的前提之下对其进行轻量化的设计。在经过了四次尝试之后，该盘式制动器的重量减少了14.386%，而且还优化了其偏磨能力。2007年，“汽车轻量化技术创新战略联盟”成立，由中国汽车工程学会和一汽、二汽奇瑞等12家汽车和冶金企业、高校及科研院组成，主要是为了形成官、产、学、研、用的创新产业链模式，从而更进一步研究我国轻量化技术。1.3.2国外研究现状有许多文献关注于盘式制动器的结构分析,但研究结构强度和轻量化的却不是很多,前者将重点放在热应力分析、模态分析和制动噪声分析等。此外,盘式制动器与非线性问题联系紧密,所以外国学者在非线性理论研究上面花了很大的功夫,因此,非线性有限元理论的实际应用相对广泛。首先，在弹塑性力学方面，R.Hooke在1678年提出了固体材料的弹性变形和它所受外力成正比，即胡克定律。19世纪20年代，A.L.Cauchy,J.C.B.SaintVenant和C.L.M.H.Navie:等人提出了应变、应变分量以及应力和应力分量的概念，建立了弹性变形体的几何变形方程、变形协调方程、平衡微分方程以及广义的胡克定律，创立了数学弹性理论。C.A.Corlomb提出剪应力理论，从而开始了对固体材料的塑性研究。H.Tresca于1864年提出最大剪应力屈服条件，首次将最大剪应力理论应用到金属塑性变形的研究。SaintVenant和M.Levy在一百年前打下了塑性力学的基础。Levy在1871年将塑性应力应变研究由二维的研究扩充为三维。M.T.Houber,R.Vonmises,L.Prandtl分别提出固体材料的形状改变比能理论，应变能的屈服条件以及塑性力学的增量理论。其次，在有限元软件应用方面，1969年，Pedro创立了一家公司，其第一个非线性商业性质的有限元程序MARC进入市场。1972年，Hibbitt创建HKS，从而使ABAQUS商业软件进入市场。美国Altair公司于1989年发布HyperMesh软件，并很快在汽车业内得到广泛认可。1994年，Altair推出了OptiStruct模块，并在当年获得《工业周刊》（IndustryWeek）年度技术奖。在汽车轻量化的研究方面，汽车的轻量化来源于国外赛车运动对于赛车车身重量的限制，然而直到1973年起世界石油危机的全面爆发，汽车的轻量化设计才引起人们的重视。汽车车身质量下降了，汽车的零部件也要相应的质量下降，这方面的技术正在快速发展之中，表现为：（1）铝合金、钦合金、镁合金、高强度钢、粉末冶金、复合材料、塑料及陶瓷等轻质材料的使用的比例增加。（2）汽车零部件的结构优化及模块化设计水平的不断提高。轻量化研究对于汽车工业的发展具有很重要的作用，基本上全世界的汽车制造商都在思考如何进行汽车轻量化，这是未来的发展趋势。综上所述，研究盘式制动器的轻量化设计非常有必要。第二章相关概述2.1制动器汽车制动系统是用来减缓或停止车辆移动,使车辆下坡的速度稳定,允许汽车在一个地方(包括斜坡)不动的一种机制。车辆制动系统的质量直接影响到车辆的安全性和停车的可靠性。高速公路的快速发展和交通密度的持续增大，为了确保安全驾驶和停车可靠,汽车制动系统的可靠性越来越重要。制动器的组成任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动两个后轮，有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制动器。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器的第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、储气罐、控制阀和制动器室。2.2盘式制动器盘式制动器摩擦副中的旋转元件是以端面工作的金属圆盘，称为制动盘。摩擦元件从两侧夹紧制动盘而产生制动。固定元件则有多种结构形式，大体上可将盘式制动器分为钳盘式和全盘式两类。盘式制动器有液压型的，由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。盘式制动器散热快、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，很多轿车采用的盘式制动器有平面式制动盘、打孔式制动盘以及划线式制动盘，其中划线式制动盘的制动效果和通风散热能力均比较好。盘式制动器沿制动盘向施力，制动轴不受弯矩，径向尺寸小。图2.1盘式制动器2.3盘式制动器的工作原理制动时，油液被压入内、外两轮缸中、其活塞在液压作用下将两制动块压紧制动盘，产生摩擦力矩而制动。此时，轮缸槽中的矩形橡胶密封圈的刃边在活塞摩擦力的作用下产生微量的弹性变形。放松制动时，活塞和制动块依靠密封圈的弹力和弹簧的弹力回位。由于矩形密封圈刃边变形量很微小，在不制动时，摩擦片与盘之间的间隙每边只有0.1mm左右，它足以保证制动的解除。又因制动盘受热膨胀时，其厚度只有微量的变化，故不会发生“托滞”现象。矩形橡胶密封圈除起密封作用外，同时还起到活塞回位和自动调整间隙的作用。如果制动块的摩擦片与盘的间隙磨损加大，制动时密封圈变形达到极限后，活塞仍可继续移动，直到摩擦片压紧制动盘为止。解除制动后，矩形橡胶密封圈将活塞推回的距离同磨损之前相同，仍保持标准值。第三章制动器形式的选择摩擦式、液力式和电磁式是制动器的主要的三种形式。电磁制动的效果虽然有很强的滞后性,易于连接和联合，可靠性也很好,但由于成本高,只有一部分的车型会用，比如说质量较大的商用车；液力式制动器一般只作缓速器。摩擦式制动器是目前最常用的。摩擦式制动器包括三种类型，分别是鼓式，盘式和带式。带式制动器只做中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式则多种多样，如图3.1所示：图3.1制动器的各种结构形式盘式制动器的制动盘有两个主要部分：轮毂和制动表面。轮毂是安装车轮的部位，内装有轴承。制动表面是制动盘两侧的加工表面。它为制动摩擦块提供摩擦接触面。整个制动盘一般由铸铁铸成。铸铁能提供优良的摩擦面。制动盘装车轮的一侧称为外侧，另一侧朝向车轮中心，称为内侧。制动盘制动表面的大小由盘的直径决定。大型车需要较多制动功能，它的制动直径达12in或者更大些。较小较轻的车车用较小的制动盘。通常，制造商在保持有效的制动性能的情况下，尽可能将零件做的小些，轻些。按轮毂结构分类，制动盘有两种常用型式。带毂的制动盘有个整体式毂。在这种结构中，轮毂与制动盘的其余部分铸成单体件。另一种型式轮毂与盘侧制成两个独立件。轮毂用轴承装到车轴上。车论凸耳螺栓通过轮毂，再通过制动盘毂法兰配装。这种型式制动盘称为无毂制动盘。这种型式的优点是制动盘便宜些。制动面磨损超过加工极限时能很容易更换。制动盘可能是整体式的或者通风的。通风的制动盘在两个制动表面之间铸有冷却叶片。这种结构使制动盘铸件显著的增加了冷却面积。车轮转动时，盘内扇形叶片的旋转增加了空气循环，有效的冷却制动。盘式制动器可以快速冷却,重量轻,结构简单,容易调整，这都是它的优点。特别是当负载性能高时,制动效果是稳定的,在冬季和恶劣的驾驶条件之下,盘式制动器更容易在短时间内停止汽车，这比起鼓式制动器是很快的。虽然盘式制动器的制动盘与空气接触的面积很大，但很多时候其散热效果还是不能让人满意，于是有的制动盘上又被开了许多小孔，加速通风散热以提高制动效率，这就是通风盘式制动器。一般来说，尺寸大的制动盘要比尺寸小的制动盘散热效率高，而通风盘则要比实体盘的散热效率高。四轮轿车在制动过程中，一般前轮的制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用。因此，一般情况下，汽车前轮制动盘的尺寸要比后轮大，且前轮多采用通风盘，后轮多采用实体盘或通风盘。盘式制动器有两类，分别是钳盘式制动器和全盘式制动器。3.1钳盘式制动器制动块是钳盘式制动器的摩擦元件，制动器装在制动钳里面，而制动钳虽然与车轴相连，但是不能够绕着车轴旋转。制动衬块在制动盘上面占的面积大概是中心角的30到50度，面积是很小的，所以它又被称为点盘式制动器。3.2全盘式制动器全盘式制动器之中，摩擦固定元件和旋转都是圆盘形的，分别叫做固定盘和旋转盘。全盘式制动器是完全封闭的，所以很难散热。因此，有些国家正在研制一种强制液冷多片全盘式制动器。这种制动器完全封闭，内腔充满冷却油液。冷却在制动器内受热升温后，被液压泵吸出，而后被压送入发动机水冷系中的热交换器，在此受发动机冷却水的冷却后再流回制动器。钳盘式制动器按制动钳的结构不同，分为以下几种。3.1.1固定钳式制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。这种形式也成为对置活塞式或浮动活塞式。固定钳式制动器存在着以下缺点：（1）液压缸较多，使制动钳结构复杂。（2）制动盘的两侧是液压缸，两个液压缸的连通需要钳内油道或外部油管。因此制动钳的尺寸增大，现代化轿车之中的空间是不足的。（3）热负荷大时，钳内油道或外部油管很容易受热汽化。（4）加装一个机械促动的驻车制动钳在驻车制动的使用之中是必须的。固定钳式制动器的这些缺点决定了它与现代汽车是不适应的，所以渐渐地在70年代后被浮钳盘式制动器所取代。3.1.2浮动钳式（1）滑动钳式制动钳是相对于制动盘轴向滑动的。制动盘的内侧才有液压缸，钳体上面是外侧的制动块。在制动过程中，活塞的作用下液压制动,制动盘的反作用力推动制动器的制动盘和制动块向着另一边,直到制动块受到同样的力量为止。（2）摆动钳式它也是一个单侧液压缸,制动钳体和铰链支架固定在轴上面。实现制动钳,但不是滑动的而是与制动盘在垂直平面上摆动。显然,制动块不能完全受到均匀磨损。因此,有必要使用楔形衬块。在使用的过程之中，衬块渐渐被磨损，到了各个地方残存厚度均匀的时候就要及时更换了。浮钳盘式制动器的制动钳一般设计得可以相对制动盘转向滑动。其中，只在组、制动盘的内侧设置液压缸，而外侧的制动块则附加装在钳体上。浮动钳式制动器的优点有：（1）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；（2）没有跨越制动噢案的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；（3）成本低；（4）浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。与鼓式制动器相比，盘式制动器有如下优点：（1）热稳定性好。原因是一般无自行增力作用。衬块的摩擦表面压力分布相对均匀。此外,制动鼓在热膨胀之后,工作半径增加,唯一的接触就是蹄中部,从而降低了制动效率,这就是所谓的机械衰退。制动盘的最小轴向扩张,径向扩张和机械制动盘的基本性能是没有关联的。因此,使用前轮盘式制动器,制动不容易出现偏差。（2）水稳定性好。在制动块对盘的单位压力高的时候，水容易被挤出来，所以说即便是进水了效能并没有降低多少；再加上离心力和衬块对盘的擦时作用，即便是出水了，一两次制动就可以使其恢复正常。但是鼓式制动器则需要十几次才能够恢复正常。（3）制动力矩与汽车运动方向没有关联。（4）双回路制动系易形成，系统可靠性和安全性有保证。（5）尺寸、质量小，散热有效。（6）制动衬块上的压力是均匀的，因此衬块上磨损也是均匀的。（7）更换制动块很容易。（8）衬块与制动盘之间的间隙是0.05~0.15mm，有利于缩短制动协调时间。（9）间隙自动调整易实现。盘式制动器的主要缺点：（1）完全防尘和锈蚀实现的可能性小。（2）手驱动机构在兼作驻车制动器时要求很高。（3）助力器在制动驱动机构中是必须的。（4）衬块工作面积小，磨损快，寿命低对材质要求很高。因此，从结构，散热，技术，成本等多方面考虑，决定采用浮钳盘式制动器。第四章盘式制动器主要参数的确定4.1制动盘直径制动盘直径应尽可能取大些。这时制动盘的有效半径得到增加，可以见效制动钳的加紧力，降低衬块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轮辋直径的70%-79%。总质量大于2t的汽车取上限。轮辋直径为15英寸，又因为=1540kg，前制动盘=75%=0.75*15*25.4=285.75mm.取286mm；后制动盘=70%=0.7*15*25.4=266.7mm.取267mm。4.2制动盘的厚度制动盘的质量和工作时的温升也受到了制动盘厚度的影响。质量要小一些的话厚度就要小一些，而温升要小一些的话厚度就不能太小。制动盘可以做成是实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为10—20mm，通风制动盘厚度可取20—50mm，采用较多的是20mm—30mm。选取前实心制动盘厚度为=16mm；后实心制动盘厚度为=12mm。4.3摩擦衬块外半径与内半径摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5是比较理想的状态。若比值偏大的话，磨损不均匀，接触面积也会减少，因此会导致制动力矩变化很大。取前制动器摩擦衬块外半径=142mm，内半径=96m；后制动器摩擦衬块外半径=128mm，内半径=90mm。对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。前制动器摩擦衬块平均半径：=119mm；后制动器摩擦衬块平均半径：=109mm.4.4制动衬块工作面积在确定盘式制动器衬块工作面积时，根据制动衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6-3.5kg/范围内选用。汽车满载质量为1540kg，满载时前轴载荷为=806kg,后轴载荷为=733kg.单个前制动器总的衬块摩擦面积：（4.1）单个后制动器总的衬块摩擦面积：（4.2）得到：57.57cm<cm；52.36cmcm；最后取=100cm；cm.第五章盘式制动器的设计计算5.1同步附着系数的确定QUOTE根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。取同步附着系数=制动力分配系数的确定此轿车前后制动器制动力为定比值。常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，用β表示，即：（5.1）（5.2）式中，为前制动器制动力；QUOTE为后制动器制动力，QUOTE为后制动器总制动力。由于已经确定同步附着系数，则分配系数可由下式得到：5.3前，后轮制动器制动力矩的确定为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。先计算出前，后制动力矩的比值：（5.3）式中：,——汽车质心离前、后轴距离，mm;——同步附着系数；——汽车质心高度，mm。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即：式中——前轴制动器的制动力，N；——后轴制动器的制动力，N；——作用于前轴车轮上的地面法向反力，N；——作用于后轴车轮上的地面法向反力，N；——车轮有效半径，mm。有些汽车因为经常在条件比较差的道路上行驶，车速比较低所以选取了较小的同步附着系数值，为了保证在的良好的路面上（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），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：（5.4）（5.5）为了保证在的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为：（5.6）（5.7）式中——该车所能遇到的最大附着系数；q——制动强度；——车轮有效半径，m。因为所选取的车型为乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（3—17）和（3—18）计算制动器在路面附着系数为0.7时的后轴和前轴最大制动力矩：后轴：=（5.8）==1176.09（N.m）.前轴：=2223.01（N.m）.（5.9）式中：——该车所能遇到的最大附着系数，=0.7；q——制动强度；——车轮有效半径，=0.318m。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。5.4利用附着系数和制动效率路面附着系数，制动器制动力分配系数=0.654，同步附着系数=0.68。因为>=0.68，故后轴先抱死拖滑。则后轴的利用附着系数：=故=（5.10）后轴抱死的制动效率：==由可得车轮不抱死条件下能达到的最大制动减速度：0.6945.5制动器制动性能核算根据GB7258轿车制动器制动性要求取制动初速度=50Km/h,路面附着系数为=0.7。满载：制动距离=（5.11）式中：—轿车制动系统协调时间—减速度增长时间—最大制动减速度将上述值代入公式（3—23）得：=16.8m<[]=19m所以满足要求。5.6衬块磨损特性的计算摩擦衬块的磨损受温度，摩擦力，滑磨速度，制动盘的材质及加工景况，以及衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。而制动的时间是很短的，因此在很短的时间内是无法散出热量的，所以制动器温度会升高，这就是所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，所以需要一种相对的数量来评价能量负荷。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为（5.12）（5.13）（5.14）式中，为汽车总质量；为汽车回转质量系数；为制动初速度和终速度（m/s）；j为制动减速度（m/s2）；t为制动时间（s）；为前，后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（mm2）；为制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下，v2=0，并可认为=1，故（5.15）乘用车的盘式制动器在和的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。·计算前轮衬块的摩擦特性：=27.8/6=4.63（s）<6.0W/mm2.（5.16）计算后轮衬块的摩擦特性：<6.0W/mm2.（5.17）另一个磨损特性指标是

衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为（5.18）式中，为单个制动器的制动力矩；为制动鼓半径（衬块平均半径或有效半径）；为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。带入参数计算的：=0.334N/mm2=0.299N/mm25.7制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：（5.19）式中，——制动盘的总质量；——与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；——制动盘材料的比热容，对铸铁c=482J／（kg·K），对铝合金c=880J／（kg·K）；——与制动盘相连的受热金属件的比热容； ——制动盘的温升（一次由=30km／h到完全停车的强烈制动，温升不应超过15℃）；L1——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，并按前后轴的制动力的分配比率分配给前后制动器，即（5.20）（5.21）式中：——满载汽车总质量；——汽车制动时的初速度，可取；——汽车制动器制动力分配系数。以=30km/h（8.33m/s），取满载时的值=0.68来计算，=15℃，则=1540×8.33×8.33×0.68/2=36332J（5.22）==2×3.14×7.8×22.8=11232g（5.23）（——铸铁、钢的密度，7.8g/mm）由=11.232×482×15=81211J>可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。第六章制动器主要零部件的结构设计6.1制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁HT250制成，其结构形式有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（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。为了改善冷却条件，有的盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可以大大增加散热面积，但盘的整体厚度加大。制动盘的表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.05mm，盘面摆差不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.7-1.3。6.2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的。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。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。活塞由铸铝合金制成或由钢制成。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制成时，减少传给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，应减少活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。6.3制动块制动器由背板和摩擦衬块构成,两者直接或通过铆接或粘合在一起。衬块一般是扇形，但是也有矩形,正方形或长方形。活塞应该能够将制动块的面积尽可能压住以避免压力,避免衬块发生卷曲现象从而发出尖锐的声音。制动块背板由钢板制成。制动的时候会产生热量，这热量会引起制动液化或者是制动噪音，为了避免这一现象或者是减弱这一现象，可以采用在摩擦衬块与背板之间喷一层隔热减震垫的方式。当单位压力和工作温度比较高的时候，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。因此许多盘式制动器会装上报警装置，及时更换摩擦衬块，以免发生意外。6.4摩擦材料制动摩擦材料的摩擦系数一定要高而且稳定，热衰退性能好,不应在温度、摩擦系数处于一定值的时候突然下降,材料应耐磨耗,有低吸水率、制动压力、拉伸、剪切、弯曲和抗冲击性,制动应该没有噪音,没有气味,应该使用的是无污染和对人体无害的摩擦材料。当前，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与噪声消除剂等混合后，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，使衬片衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。无石棉摩擦材料是由多种金属、有机或无机材料粉末、纤维作为增强材料,而非石棉,它的制作方法和其他材料和制造方法成型的摩擦材料是大致相同的。如果金属纤维(钢纤维)和粉末的含量在40%或更多,它被称为半金属摩擦材料,这种材料在美国,欧洲国家广泛应用于盘式制动器，制动摩擦材料已经成为主流。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取。就可使计算结果接近实际。6.5制动器间隙的调整方法及相应机构在没有制动的情况下，制动盘和摩擦衬块之间是存在工作间隙的，这是因为要使得制动盘获得自由转动的空间，一般而言这个间隙是：（单侧）。这一间隙会导致损失踏板或手柄的行程,所以应该尽可能设计小的差距。考虑摩擦制动过程中可能会产生热变形和机械变形,因此,应在设置冷却制动间隙的条件下,通过测试来确定。另外，由于摩擦衬块会受到磨损，所以间隙是需要调整的，但是这一点目前已经实现了自动化，所以在这里不多做解释。钳盘式制动器不仅制动器间隙很小,而且制动盘的轴向间隙扩张几乎没有影响,所以通常使用一种自动间隙调整装置的校准。结构最简单的是在汽缸和活塞之间装一个既可以起复位又可以自动调节间隙的橡胶密封圈，密封圈的边缘在活塞环的摩擦作用下产生相应的变形，这个变形量就是设定的极限间隙。当衬块磨损造成的活塞行程的增加，密封圈无法再继续变形的时候，活塞可以克服摩擦力在流体压力的作用下继续前进,实现制动。活塞密封环之间的不可逆转的相对位移补偿来消除多余的制动间隙。在活塞的弹性力的作用下,密封环的变形,直到它消失，然后摩擦块和制动盘之间的间隙就恢复到了原本设定的状态。第七章制动驱动机构的设计与计算7.1制动驱动机构的形式制动驱动机构产生制动力矩的来源是驱动程序或其他力量。根据不同来源，制动驱动机制可分为简单制动、动力制动和伺服制动三类。驾驶员应用一个简单的制动踏板力或制动力作为处理就是简单制动,也被称为人力制动。其中,有机械和液压两种类型。机械式的传力方式完全是杆系传力，由于其机械效率低,传动比小,润滑点多，很难确保正确的比例系统以及左、右轮驱动平衡,因此已经被淘汰了。但由于其结构简单、成本低、可靠,也被广泛应用于小型汽车停车制动装置。行车制动装置之中常常使用液压式简单制动，其有以下优点：作用滞后时间为0.1-0.3s，时间很短；工作压力高达10-20MPa，压力很高。由于以上所说的两个优点，液压式制动装置轮缸尺寸不大，可以放在制动器的内部，不占用很多空间，而且结构简单，效率较高。但是液压式制动装置也有缺点：由于是液压式的，所以在过度受热的情况下一些制动就会呈现液化状态，产生的气泡影响液压传输，使得效率大大降低。这一制定装置一般运用在乘用车和一些质量不大的车型之中。发动机的动力制动功率成为气动或液压性能的潜力，以形成一个全功率制动器。该驱动程序将力施加到踏板或手柄上，只用于控制元件电路。因此，简单的制动踏板力与踏板行程关系之间的是反比的。在动力制动之中是不存在的情况，这样的话使踏板力变小，踏板行程又是适当的。7.2液压制动驱动机构的设计计算7.2.1制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动块施加的张力与轮缸直径和制动管路压力的关系为（7.1）制动管路压力一般不超过10-12MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路的密封性要求越严格，但驱动机构越紧凑。轮缸直径应在标准GB7524—84规定的尺寸系列中选取，这里根据最大制动力矩取前制动器轮缸直径=34mm，后制动器轮缸直径=28mm。单个轮缸的工作容积：（mm）（7.2）式中，——一个轮缸活塞的直径，=34mm；=28mm；n——轮缸的活塞数目，n=1；——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：。可取1mm；——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，mm；——因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，mm。将上述值代入公式（4—9）得到：前制动器单个轮缸工作容积=907.92mm；后制动器单个轮缸工作容积=615.75mm全部轮缸的总工作容积：=2*（907.92+615.75）=3047.34mm（7.3）式中——轮缸数目。7.2.2制动主缸直径与工作容积 （7.4）式中，——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在设计的初步阶段，因为软管有可能变形，所以在计算轿车制动主缸的容积时可以用，式子里面的V代表着全部轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：=1.1*3047.34=3352.07mm（7.5）一般活塞行程=（0.8～1.2）；取=根据上述公式和参数计算所得==16.22mm.主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17.5，19，20.5，22.22，28，32，35，38，40，45mm。所以最后取主缸直径为=17.5mm7.2.3制动踏板力（7.6）取踏板机构传动比=5；踏板机构及液压主缸的机械效率0.9.求得=305.43.制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200~350N的范围内选取.故满足要求。7.2.4踏板工作行程=(+)=5*（17.5+2+1.5）=90mm（7.7）式中：—主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm—2mm，取=2mm；—主缸活塞空行程，一般取1.5mm。求得=105mm，小于150mm，符合要求。结论本设计主要思考了关于制动器结构形式选择、主要参数选择、相关参数计算，其中以参数设计计算过程和零件设计为重点。在设计前期，我就合理安排自己的时间，搜集大量与制动器设计相关的资料，了解了制动器的发展状况，不断与同学，老师沟通交流遇到的种种问题。以下是设计过程中所获得的结论和感悟：（1）对于盘式制动器设计而言，制动力分配系数和同步附着系数是最重要