毕业设计浮钳盘式制动器

原始数据: 整车质量：空载：1550kg;满载：2000kg质心位置：a=Li=1.35m； b=L?=1.25m质心高度：空载：hg=0.95m；满载：hg=0.85m轴 距：L=2.6m轮 距：L 0 =1.8m最高车速：160km/h车轮工作半径：370mm轮毂直径：140mm轮缸直径：54mm轮 胎：195/60R14 85H1. 同步附着系数的分析(1) 当时：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0的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时,其制动减速度为dudt qg 0g ,即q 0，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轿车0 0.6，故取0.6.同步附着系数：00.62. 确定前后轴制动力矩分配系数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F力分配系数，用表示，即：也，FuFu1 Fu2u式中，Fuj :前制动器制动力；Fu2 :后制动器制动力；Fu :制动器总制动力得:1.25 0.6 0.852.6由于已经确定同步附着系数，贝扮配系数可由下式得到:根据公式：L20 hgL3. 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。根据汽车满载在沥青，混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出后轮制 动器的最大制动力矩M 2由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩:M 2 max ( L1 qhg ) re式中：该车所能遇到的最大附着系数;q :制动强度；re :车轮有效半径;M 2max :后轴最大制动力矩;G :汽车满载质量；L :汽车轴距；a1.35 0.7其中 q=0.66a ( o) hg 1.35 (0.7 0.6) 0.85故后轴 M 2max =20000 (1.350.66 0.85) 0.7 370=1.57 106Nmm2.6后轮的制动力矩为1.57 106 /2 =0.785 106 Nmm前轴 M 1max = Tf1max=Tf 2max =0.67/(1-0.67)1.57 1。6=3.2 10咖口口1前轮的制动力矩为3.2 106/2=1.6106Nmm2. 浮钳盘式制动器主要结构参数的确定2.1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受轮毅直径的限制通常，制动盘的直径 D选择为轮毅直径的70%90%总质量大于2t 的车辆应取其上限。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。轮辋直径为 14英寸(1英寸=2.54cm)，又因为 M=2000kg取其上限。在本设计中：D 72%Dr72% 14 25.4256.032,取 D=256mm2.2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，可以在制动盘的两工作面之间 铸出通风孔道。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，盘内扇形叶片的选择了空气循环，有效的冷却制动。通常，实心制动盘厚度为IOmm2Omm具有通风孔道的制动盘厚度取为20mm 50mm但多采用20mm30mm在本设计中选用通风式制动盘，h取20mm2.3摩擦衬块外半径R与内半径R推荐摩擦衬块外半径R与内半径Ri的比值不大于1.5。若比值偏大，工作时衬 块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终将导致 制动力矩变化大。在本设计中取外半径 R=104mm 空 1.3,则内半径R=80mmRi2.4摩擦衬块工作面积A摩擦衬块单位面积占有的车辆质量在 1.6kg/ cm23.5kg/ cm2范围内选取。汽 车空载质量为1550kg，前轮空载时地载荷为852.5kg，所以852.5/(3.5*4) cm2A852.5/(1.6*4) cm2，即 60.89 cm2 A110.7cm2。在本设计中取衬块的夹角为50。摩擦衬块的工作面积A:50A(R； R2) 22 7603.5mm2 A取 76 cm2。360经过计算最终确定前轮制动器的参数如下：制动盘直径D=256mm取制动盘厚度 h=20mm摩擦衬片外半径 R2=104m，内半 径=80mm制动衬块工作面积 A=76crri活塞直径=轮缸直径=54mm3. 制动效能分析3.1制动减速度j制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价 假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制 动力是由制动器产生。此时j M总/re m式中M总汽车前、后轮制动力矩的总合。M 总= Mui M u2=785+1600=2385Nmre=370mm=0.37mm汽车总重m=2000kg2代入数据得 j =(785+1600)/0.37 X 2000=6.16m/s2 轿车制动减速度应在5.87m/s ,所以符合要求。3.2制动距离S在匀减速度制动时，制动距离 S为S=1/3.6 (t 汁 t 2/2 ) V+ V/254式中，ti消除制动盘与衬块间隙时间，取 0.1st2制动力增长过程所需时间,取0.2sV=30km/h2故 S=1/3.6 (0.1+ 0.2/2 ) 30+ 30 /254 X 0.7=7.2m2轿车的最大制动距离为：ST =0.1V+V /1502ST =0.1 30+30 /150=9mSS所以符合要求。3.3摩擦衬片的磨损特性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制动摩擦产生的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，则摩擦衬片 （衬块）的磨损亦愈严重。双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率为：1 ma（v； v；）e2 2圳式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时 V； 0，1 ；ma :汽车总质量；V1，V；:汽车制动初速度与终速度（m/S）;计算时轿车V1取27.8 m/S；t :制动时间，s ;按下式计算v1 v227.8t 1j :制动减速度，m/s， j 0.6 g 0.6 10 6m/s2 ；A1 :前轮制动器衬片的摩擦面积;A =7600mm:制动力分配系数4.6sj 621 maW2 2tA1550 27.822 2 4.6 760020.67=5.7 w/mm2轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0 w/mm，故符合要求若摩擦衬片压力与制动盘面接触良好，且各处单位压力分布均匀，则在钳盘式 制动器扇形摩擦衬面上任取一微小面积：dA = RdRd 9 ,在这微小面积上产生的微 摩擦力矩为：dM=qRx dA茯qRRdO ,式中q为摩擦片与制动盘之间的单位面积上的 压力，卩为摩擦片的摩擦系数，则单侧摩擦片作用于制动盘上的制动力矩为可由tR2 /2R2d33下式积分求得:M=卩 pFdRdO =9 卩 pR2R=i p (R23-R“ (N.m)R1/ 2R13则盘式制动器的总制动力矩为：m2 uq (R23-Ri3)34. 性能约束(1)制动力矩约束：汽车制动器制动力矩应该小于地面的摩擦力矩，否则会发生 车轮抱死现象而产生侧滑，从而失去稳定性，即：Mre2式中：路面附着系数；G:整车重量(N);:制动力分配系数;re :车轮有效半径。(2)摩擦片压力约束：摩擦片应达到要求的耐磨性或使用寿命，对于摩擦片最大 许用单位压力P，般按经验取值，因此，摩擦片单位面积压力不得超过许用 单位压力P，即:d21 2 22(R2 R1)2 22(R2 Ri )PP(3)比能量耗散率约束：如果比能量耗散率过高，不仅会加快制动摩擦片的磨 损，而且可能引起制动盘的龟裂，因此所施加的约束为：. 21 maW2 2tA2maVie ( W/mm式中：m整车质量(kg);e:盘式制动器时，取 6. 0W/mmT:为制动时间。2 22t(R2Ri )(4)制动盘一次制动的温升: T=GV /254CiM t式中M:制动盘的质量(Kg)M1=D2h4,其中为制动盘的密度7900 kg /m3C仁制动盘的热容量J/(Kg K)对钢和铸铁取C=523J/(Kg.K);V :制动初速度(Km/h)取30Km/h t 一次制动最大允许温升，一般不大于 15C即288.15K2(5)摩擦衬块面积：由于摩擦衬块单位面积占有的车辆质量在1.6kg/ cm-22 2 260.89 cm A110.7cm 于是 6089mm R22R122411070mm 。3.5kg/ cm范围内选取。汽车空载质量为1550kg，前轮空载时地载荷为(6)结构约束1）D 0.77Dh2）R2+A i D/23）Dg/2+ 2 R14）1.27R/Ri 1.63其中：Ch：轮辋直径（mm）；Cg：轮毂直径（mm）；2 :分别为结构设计空间裕量（mm）b浮钳盘式制动器主要部件结构的确定制动盘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。它被加工得很仔细，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。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。本设计采用的是第二种型式。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。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。而一般不带通风槽的轿车制 动盘，其厚度约在10m13mm 之间。本次设计采用的材料为HT250。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。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。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，应减小活塞与制动 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。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 扇面形，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，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。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。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；材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热传导率（要求摩擦衬块在300 C的加热板上：作用 30min后，背板的温度不越过190 C ）和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；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。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。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。本次设计摩擦系数选用f =0.3。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 C120 C温度下，它具有较高的摩擦系数（f 0.4以上），冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在 200 C250 C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。一种是粉末冶金摩擦材料其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 当前，在制动器上广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整 摩擦性能的填充刑（出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成 ）勺噪声消除别（主要成分为石 墨）等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差故应佐按衬片或衬块规格 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 能及其他性能。本次设计采用的是模压材料。制动器间隙及调整制动鼓与摩擦衬片之间或制动盘与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓（制动盘）能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm ;盘式制动器的为0.10.3mm （单侧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。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变 形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。在本设计中：盘式制动器取间隙为0.1m。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装置。当前，盘式制动器的间隙调整均已自动化，鼓式制动器 采用间隙自动调整装置的也日益增多。盘式制动器工作间隙的调整，钳盘式制动器不仅制动间隙小，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。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。2 2852.5kg，所以 852.5/(3.5*4) cm A852.5/(1.6*4) cm，即