盤式制動器畢業(yè)設計說明書論文-資料下載頁

　　

【正文】 業(yè)論文（設計） 12 而車輪有效半徑 er =311mm，故前軸最大制動力矩 431 m a x 0 . 6 8 1 . 2 5 1 0 3 1 1 1 0 2 6 4 5 . 3BfeT F r N M N M? ?? ? ? ? ? ? ? （ 413） 一個前輪制動器應有的最大制動力矩： 1 m a x11 2 6 4 5 . 3 1 3 2 2 . 622fT T N M N M? ? ? ? （ 414） 制動器因數 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為 P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2 fp，此處 f 為盤與制動襯塊間的摩擦系數，于是鉗盤式制動器的制動器因數為 BF=2f =2 =。 5 盤式制動器的設計 盤式制動器的結構參數與摩擦系數的確定 制動盤直徑 D 制動盤直徑 D應盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以減小制動鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的 70%～ 79%，取 75%。 由于輪胎規(guī)格為 195/60 R16，所以輪輞直徑為 16英寸，即 ，故制動盤直徑D= 75%mm=，取 304mm。 制動盤厚度 h 制動盤厚度 h對制動盤質量和工作時的溫升有影響，為使質量小些，制動盤不宜取得很大，為了減少溫升，制動盤厚度又不宜取得過小，制動盤可以作成實心的，或者為了散熱通風需要在制動盤中間鑄出通風孔道，而我設計的 軒逸 轎車前盤式制動器采用的便是通風盤式，而通風式制動盤厚度取為 20～ 50mm，采用較多的是 20～ 30mm，取30mm。 摩擦襯塊外半徑 R內半徑 R1 與厚度 b 推薦摩擦襯塊外半徑 2R 與內半徑 1R 的比值不大于 。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終將導致制動力矩變化大。 選 2R / 1R =，由于摩擦襯塊外半徑 2R 略小于制動盤半徑 304 15222D ??mm，取 147mm。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 13 所以 21 147 ? ? ?mm， 參考其他類似車型，選定厚度 b=14mm。 制動襯塊工作面積 A 由于制動襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為 060 ，故工作面積 ? ? ? ?02 2 2 221 060 6014 .7 10 .5 55 .436 0 36 0A R R??? ? ? ? ? ? ?2cm （ 51） 摩擦襯塊摩擦系數 f 選擇摩擦襯塊時 ,不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為 ～ ，一般來說，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材料。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，為使計算結果接近實際，取 f =。 另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料，故選用粉末冶金材料。 制動襯塊 的設計計算 假定襯塊的摩擦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 02uM fFR? ，式中 f 為摩擦系數； 0F 為單側制動塊對制動盤的壓緊力； R 為作用半徑。 由于所設計的 軒逸 轎車前盤式制動器的制動襯塊采用扇形摩擦表面，其徑向寬度不是很大，取 R 等于平均半徑 mR 或有效半徑 eR ，在實際中已經足夠精確。 平均半徑 mR 為 12 1 0 5 1 4 7 12622m RRR ? ?? ? ?mm （ 52） 有效半徑 eR 是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示， ? ? ? ?33212222212 4 4 0 . 7 11 1 1 2 6 1 2 73 3 31 1 0 . 7 1emRR mRRRRm? ? ? ??? ? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ?? ??? ? ? ?? ? ? ?mm （ 53） 式中， 12105 R? ? ?。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 14 摩擦襯塊磨損特性的計算 摩擦襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度。制動盤的材質及加工情況，以及襯塊本身材質等許多因素的影響。因此在理論上計算磨損性能極為困難，但實驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 目前，各國常采用的作為評價能量符合的指標是比能量耗散率，即單位時間內襯塊單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計量單位為 2W/mm 。 軒逸 轎車的前輪制動器的比能量耗散率為： ? ?22121 14am V Ve tA? ??? （ 54） 2w Fd p?? （ 55） 式中 , am 為汽車總質量（ kg）； δ 為汽車回轉質量換算系數； 1V 、 2V 為制動初速度和終速度（ m/ s）； j為制動減速度（ 2/ms）； t為制動時間（ s）； 1A 為前制動器襯塊的摩擦面積（ 2mm ）； β 為制動力分配系數。 在緊急制動到停車的情況下， 2V =0，并可以認為 δ =1，故 211 14amVe tA ?? （ 56） 據有關文獻推薦，計算時取減速度 j =，制動初速度 1V ，乘用車用 100km（ ）。而 1A = 2cm =5790 2mm ，代入得： 12 2 7 .8 4 .7 30 .6 9 .8VVtsj?? ? ?? 2 2 211 1 1 6 5 5 2 7 . 8 0 . 6 8 7 . 9 W / m m4 4 4 . 7 3 5 7 9 0amVe tA ? ?? ? ? ??? 另外，用襯塊單位摩擦面積的制動器摩擦力即比摩擦力 0f 計算襯塊磨損特性。單個前輪制動器的比摩擦力為0 uMf RA?。 式中， uM 為單個制動器的制動力矩； R 為制動襯塊平均半徑 mR ； A 為單個前輪制動器的襯塊摩擦面積。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 15 當前輪處于最大制動力矩時，代入數值得：單個前輪制動器的比摩擦力為 3 220 13 69 .75 10 / 4 /12 57 90uMf N m m N m mRA ?? ? ?? （ 57） 制動器主要零件的結構設計 制動盤 制動盤結構形狀有平板形和禮帽形，由于所設計的是鉗盤式制動器，故采用后者即禮帽形制動盤，其圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，所設計的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。 制動盤工作面的加工精度應達到下述要求：平面度小于等于 ，表面粗糙度值小于等于 ，兩摩擦表面的不平行度小于等于 ，制動盤的端面圓跳動小于等于。 制動鉗 制動鉗由球墨鑄鐵 QT40018制造，做成整體的，其外緣留有開口，以便不必拆下制動器便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。在鉗體中加工出制動油缸。為了減少傳給制動液的熱量，將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。活塞由鋼制造，為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面要進行鍍鉻處理。 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌在一起。襯塊為扇形。活塞應能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。設計的盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝置，以便及時更換摩擦襯塊。 摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降，材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。 經過綜合考慮，制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵鑄造，為保證足夠的強度和耐磨性能，其牌號為 HT 摩擦襯塊選用減少污染和對人體無害的粉末冶金材料。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 16 盤式制動器間隙的調整方法及相應機構 制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動盤 能自由轉動。一般，盤式制動器的設定間隙為 ～ ，因而間隙量應盡可能小。考慮到在制動過程中摩擦副可能產生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯塊的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 所設計的 軒逸 轎車前盤式制動器的間隙自調方式是利用制動鉗中的橡膠密封圈的極限彈性變形量，來保持制動時為消除設定間隙所需的活塞設定行程 Δ 。當襯塊磨損而導致所需的活塞形成大于 Δ 時，活塞可在液壓作 用下克服密封圈的摩擦力，繼續(xù)前移到實現完全制動為止。活塞與密封圈之間，這一不可恢復的相對位移便補償了過量間隙。 6 制動驅動機構的結構型式選擇與設計計算 制動驅動機構的結構型式選擇 液壓式驅動機構： 優(yōu)點： ，因為液壓系統(tǒng)內系統(tǒng)內壓力相等，左右輪制動同時進行； 、后輪，因為前、后輪分泵可以做出不同直徑； ； ； 缺點： a 當管路一處泄漏，則系統(tǒng)失效； b 低溫油液變濃，高溫則汽化； c 不可長時間制動。 但綜合來看，油壓制動還是可取的，且得到了廣泛的應用。 制動管路的選擇 出于取安全上的考慮，汽車制動應至少有兩套獨立的驅動制動器的管路。汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的五種分路型式： 1 一軸對一軸（Ⅱ）型 (圖 a），前軸制動器與后橋制動器各用一個回路； 2 交叉（ X）型（圖 b），前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路； 3 一軸半對半軸（ HI）型（圖 c），每側前制動器的半數輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬于另一個回路； 4 .半軸一輪對半軸一輪（ LL）型（圖 d），兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器作用； 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 17 5 雙半軸對雙半軸（ HH）型（圖 e），每個回路均只對每個前后制動器的半數輪缸起作用。 圖 51 a) 一軸對一軸（Ⅱ）型 。b) 交叉（ X）型 。c) 一軸半對半軸（ HI）型 d) 半軸一輪對半軸一輪（ LL）型 。e) 雙半軸對雙半軸（ HH）型 其中Ⅱ型的管路布置最為簡單，成本較低，目前在各種汽車特別是在貨車上用的最廣泛。但這種型式后制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉彎能力。 X 型的結構也很簡單。直行制動時任何一回路失效，剩余 總制動力都能保持正常值的50％。但一旦某一管路損壞則造成制動力不對稱，使汽車喪生穩(wěn)定性。因此該方案適用于主銷偏移距為負值的汽車上，以改善汽車穩(wěn)定性。 HI、 HH、 LL 型的結構都較為復雜，本次設計不予考慮。 X 型的布置方案可適于本次設計。 液壓制動驅動機構的設計計算 為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏板力與踏板行程、踏板機構傳動比，以及說明采用增壓或助理裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄 (塊 )施加的作用力 F與輪缸直徑 wd 和制動輪缸中的液壓 p的關系為： 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 18 ? ? ? (61) 制動管路液壓在制動時一般不超過 10 12MPa，對盤式制動器可更高。壓力越高，則輪缸直徑越小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格。輪缸直徑 wd 應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，詳見 GB7524— 87附錄 B表 B2。油壓選取： 10MPa 所以wd =30mm 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸 直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，詳見 GB7524— 87 附錄，選取 制動主缸 直徑為 30mm， 主缸活塞直徑 md 為 30mm。 制動主缸工作容積 24m m mV d s?? (62) 一般 , ? ? ? 取 mmsd? 則 2 2 3 3 33 0 3 0 1 0 c m 2 1 . 2 c m44m m mV d s?? ?? ? ? ? ? ? 制動踏板力與踏板行程 制動踏板力 PF 可用下式驗算： 2 1 1 14PmpF d p ki? ?? (63) 式中： md ? 制動主缸活塞直徑 , 30md mm? ； p ? 制動管路的液壓 , 10 ap MP? ； pi