轎車盤式制動器結構設計畢業設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 ， N。 tu dd —— 汽車制動減速度， sm 。 根據上述汽車制動時的整車受力分析，考慮到汽車制動時的軸荷轉移及 G=mg，則可求得汽車制動時水平地面對前、后軸車輪的法向反力 Z1，Z2 分別為 ???????? ??tug ddghLLGZ 21 （ 36） ???????? ??tug ddghLLGZ 12 （ 37） 令 qgdd tu ? ， q 稱為制動強度，則汽車制動時水平地面對汽車前、后軸車輪的法向反力 Z1， Z2 又可表達為 ? ?? ?ggqhLLGZqhLLGZ????1221 （ 38） 若在附著系數為 ? 的路面上制動，前、后軸車輪均抱死，此時汽車總的地面制動力 ? ?21 BBB FFF ?? 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 19 ? ?21 ??? ?? FFF ,亦等于作用于質心的制動慣性力，即有 ??? ? GFFB （ 39） 汽車總的地面制動力為 ???? GFFF BBB 21 =10815N 汽車在附著系數 ? 為任一確定值的路面上制動時，各軸車輪附著力即極限制動力并非常數，而是制動強度 q 或總制動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配 ，以及前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有 3 種，即 （ 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （ 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （ 3）前、后輪同時抱死。 在上述 3 種情況中，顯然是第（ 3）種情況的附著條件利用的最好。 由式（ 37），式（ 38）不難求得在任何附著系數 ? 的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件為 gFFFF BBff ????? 2121 （ 310） 式中： 1fF —— 前軸車輪的制動力； 2fF —— 后軸車輪的制動力； 1BF —— 前軸車輪地面制動力； 2BF —— 后軸車輪地面制動力； 前后制動器制動力的理想分配關系式為 ???????? ???????? ????121222 2421 fgfggf FhGLFGLhLhGF （ 311） 通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制 動器制動力分配系數 ? ，它可表示為 上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 20 211 ffff FFFF ??? （ 312） 因為 21 fff FFF ?? ，所以 ? ?ffff FF FF ?? ??? 121 （ 313） 整理式（ 34）得 ?? )1(21 ??ff FF （ 314） 同步附著系數 根據峰面積，樣品中丙烯腈的 含量按公式（ ）計算，結果保留小數點后兩位。 具有固定的 ? 線與 I 線的交點處的附著系數 0? ,被稱為同步附著系數。它表示具有固定 ? 線的汽車只能在一種路面上實現前、后輪同時抱死。同步附著系數時由汽車結構參數決定的，它是反應汽車制動性能的參數。 同步附著系數說明，前后制動器制動力為固定比值的汽車，只能在一種路面上，即在同步附著系數的路面上才能保證前后輪同時抱死。 同步附著系數也可用解析方法求出。設汽車在同步附著系數的路面上制動，此時汽車前、后輪同時抱死。 )1()()( 2221 ?? ??????? ggff hLhLFF （ 315） 整理得： ghLL )( 20 ??? ? （ 316） LhL g02 ???? (317) 初選 ?? 則 ?? 制動器的制動扭矩 假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為 RFfMu 02? （ 318） 式中， f 為摩擦因數； Fo 為單側制動塊對制動盤的壓緊力； R 為作用半徑。上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 21 對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向寬度不 是 很大，取 R 等于平均半徑 Rm，或有效半徑 Re，在實際上已經足夠精確。 如圖 31，平均半徑為 Rm=( R1+ R2)/2 （ 319） 式中， R1 和 R2 為摩擦襯塊扇形表面的內半徑和外半徑。 設襯塊與制動盤之間的單位壓力為戶，則在任意微元面積 RdRdφ上的摩擦力對制動盤中心的力矩為 fpR2dRdφ，而單側制動塊加于制動盤的制動力矩應為單側襯塊加于制動盤的總摩擦力為 故有效半徑為 Re=Mμ /2fFo=2(R23R13)/3(R22R12) （ 320） 可見，有效半徑 Re 即是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。上式也可寫成 Re=4/3[1 R1 R2/( R1+ R2)2]( R1+ R2)/2=4/3[1m/(1+m)2] Rm 式中， m= R1/ R2 因為 m1， m/(1+m)21/4，故 Re Rm，且 m 越小則兩者差值越大。 應當指出，若 m 過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 22 條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。 m 值一般不應小于 。 制動盤工作面的加工精度應達到下述要求：平面度允差為 ，表面粗糙度為 — m，兩摩擦表面的平行度不應大于 ，制動盤的端面圓跳動不應大于 。通常制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證有足夠的強度和耐磨性能，其牌號不應低于HT 線性關系、回收率和精度的分析 汽車制動減速度 zgdd tu ? ，其中 z 被稱為制動強度。由前述可知，若汽車在具有同步附著系數 0? 的路面上制動，汽車的前、后輪將同時達到抱死的工況，此時的制動強度 0??z 。在其他路面上制動時，既不出現前輪抱死也不發生后輪抱死的制動強度必然小于地面附著系數，即 0??z 。就是說，只有在 0??＝ 的路面上，地面的附著條件才能被充分地利用。而在0??? 的路面上，因出現前輪或后輪先抱死的現象，地面附著條件未被很好地被利用。為了定量說明地面附著條件的利用程度，定義利用附著系數為 FziFxbii ?? , 2,1?i （ 321） 設汽車前輪剛要抱死或前、后輪同時剛要抱死時，汽車產生的減速度zgdtdu? ，則由式（ 321）得前輪地面法向反作用力為 )( 21 gz zhLLmgF ?? （ 322） 前輪制動器制動力和地面制動力為 mg zdtdumFF xb ??? ??? 11 （ 323） 將式（ 311）和式 (312)代入式（ 38），則 上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 23 )(12111gzxbzhLLzFF????? （ 324） 同理可推導出后輪利用附著系數。 后輪剛要抱死時， 后輪地面制動力和地面法向反作用力 mg zdtdumFF bx )1()1(22 ??? ????? （ 325） )( 12 gz zhLLmgF ?? （ 326） 將式（ 314）和式 (315)代入，則 )(1)1(1222gzxbzhLLzFF???? ?? （ 327） 對于已知汽車總質量 m 、軸距 L 、質心位置 1L 、 2L 、 gh 等結構參數，則可繪制出利用附著系數 i? 與制動強度 z 的關系曲線圖。附著效率 iE 是制動強度 z 和利用附著系數 i? 之比。 它是也用于描述地面附著條件的利用程度，并說明實際制動力分配的合理性。根據附著效率的定義，有 ghLLzE1121 ??? ??? （ 328） ghLLzE2222 )1( ??? ???? （ 329） 式中； 1E 和 2E 分別時前軸和后軸的附著效率。 本章主要分析了制動力與制動力分配系數，同步附著系數，利用附著系數與制動效率。對制動器的制動力矩及平均有效半徑進行了初步計算。 4 制動器的設計計算 原始數據及主要技術參數 上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 24 表（ 3） 內容 數據 裝備質量 1091kg 滿載質量 1545kg 軸荷分配 滿載時 前軸 818kg 滿載時 后軸 727kg 質心高度 空載時 550mm 滿載時 580mm 軸距 2471mm 前輪距 1429mm 后輪距 1422mm 總長 4415mm 總高 1415mm 質心距前軸距離 1112mm 質心距后軸距離 1359mm 1．制動盤直徑 D 制動盤直徑 D 希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑 D受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑 D選擇為輪輞直徑的 70%～90%。初取 318mm。 制動盤直徑為 70%～ 79%輪輞直徑，根據輪輞提供給制動器的可利用空間，并本著制動盤直徑盡可能大的原則及 運動時不發生干涉。初選制動盤的直徑 d＝ 240mm。 2．制動盤厚度 h 制動盤的厚度直接影響著制動盤質量和工作時的溫度。為使質量不致上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 25 太大，制動盤厚度應取的適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以制成實心的，而為了通風散熱，又可在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為 10mm～20mm。具有通風孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20 mm～ 50mm，但多采用 20 mm～ 30mm。 本次設計選擇通風式制動盤 h=20 ㎜ 3．摩擦襯塊內半徑 R1 與外半徑 R2 推薦摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值不大于 。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終導致制動力矩變化大。 根據制動盤直徑可確定外徑 R2=112 ㎜ 考慮到 R2/ R1＜ ，可選取 R1=76mm，則 R2/ R1=＜ 4．摩擦襯塊工作面積 推薦根據摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在 ㎡ ~㎡范圍內選取。汽車滿載質量為 1545kg。 5 4 5 4 5 2 ???? Acm 所以 A 選 78cm2 。初選摩擦系數 f =,制動器間隙為 . 5．摩擦塊磨損均勻性驗證 假設襯塊的摩擦表面全部于制動盤接觸，而且各處單位壓力均勻，則制動器的制動力矩為 RfFM ?? 2? （ 41） f 為摩擦因素 ,F0 為單側制動塊對制動盤的壓緊力， R 作用半徑 在實際的計算過程中， R 值我們取平均值 Rm 就可以了，設襯塊的與制動盤之間的單位壓力為 p,則在任意微元面 積 RdRdφ 上的摩擦力對制動盤的中心的力矩為 fpR2dRdφ ,而單側制動塊加于制動盤的制動力矩應上海工程技術大學畢業設計（論文） 轎車盤式制動器結構設計 26 為： ?? ?? d R dfp RRR 2212M ???? （ 42） 單側襯塊加于制動盤的總摩擦力為： ? ??? ??? ?21RR fpRdRdfF （ 43） 所以有效半徑： mmRRRRfFM 95)(3)(2)2/(R 21223132e ????? ?? 平均半徑為：