汽車盤式制動器設(shè)計

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1、 機機械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 題目：汽車盤式制動器設(shè)計 專業(yè)：車輛工程 班級： 姓名： 學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 日期： 2016.5.26 目錄 摘要 3 前言 3 1緒論 4 1.1 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義 4 1.2 本次制動系統(tǒng)應(yīng)達(dá)到的目標(biāo) 4 2制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 4 2.1 盤式制動器 5 2.2 簡單制動系 5 2.3 動力制動系 5 2.4 伺服制動系 6 2.5 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 6 2.6 液壓制動主缸的設(shè)計方案

2、 6 3盤式制動器概述 8 3.1制動盤 8 3.2制動摩擦襯塊 9 3.3 盤式制動器操縱機構(gòu) 9 4制動系統(tǒng)設(shè)計計算 10 4.1 相關(guān)主要參數(shù) 10 4.2 同步附著系數(shù)的分析 11 4.3 分析計算法向作用力 11 4.4 制動力矩分配系數(shù)的選取和計算 12 4.5 制動器制動力矩的確定 12 4.6 盤式制動器主要參數(shù)確定 13 4.7 盤式制動器的制動力計算 15 4.8 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 5液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 17 5.1 前輪制動輪缸直徑的確定 17 5.2 制動主缸直徑的確定 17 5.3 制動踏板力和制動踏板工作行程

3、 18 第6章制動性能分析 19 6.1 制動性能評價指標(biāo) 20 6.2 制動效能 20 6.3 制動效能的恒定性 20 6.4 制動時汽車方向的穩(wěn)定性 20 6.5 制動器制動力分配曲線分析 21 6 .6制動減速度和制動距離。 22 6.7 摩擦襯塊的磨損特性計算 22 7總結(jié) 24 參考文獻(xiàn) 25 致謝 25 Abstract.........................................................................................................................

4、........26 附錄………………………………………………………………………………………….26 汽車盤式制動器設(shè)計 摘要 此片設(shè)計主要講述了盤式制動器的整體設(shè)計，有對于整體機構(gòu)的設(shè)計分析，還有數(shù)據(jù)的比對和選取。盤式制動器主要的工作原理和結(jié)構(gòu)原理等等，這樣我自己會更好的更熟練的掌握設(shè)計這一方面，除此外本文還講述了盤式制動器中的摩擦襯塊特性。 關(guān)鍵詞：盤式；設(shè)計；分析。 前言 汽車設(shè)計中我們都知道應(yīng)該注意安全可靠，并且車輛在適應(yīng)路面道路時候，車輛本身不會出問題。并且自身可以有很強的能力應(yīng)付不同的道路狀況。這就要提及汽車的制動系統(tǒng)，一個汽車的制動系統(tǒng)比較優(yōu)秀，他會給駕駛員

5、一個很舒適的操作感覺，而且完全會提高汽車整體的安全性，保證車內(nèi)人員的安全。 本文講述的盤式制動器是近代發(fā)展比較迅速的制動器形式，相較于鼓式制動器有著不錯的性能。盤式制動器主要依靠制動盤制動鉗還有摩擦襯塊，在駕駛員施加力的作用下相互產(chǎn)生摩擦，以此來產(chǎn)生制動力阻止汽車高速運動。在盤式制動器的選則中，也會有全盤式和鉗盤式這兩類。 本次設(shè)計共七章內(nèi)容，在李進導(dǎo)師的指導(dǎo)下，結(jié)合有關(guān)的書籍和手冊而完成；李老師在我的設(shè)計中做了全程輔導(dǎo)，嚴(yán)謹(jǐn)細(xì)致的審閱了此次設(shè)計，提供了諸多珍貴的建議，對敬愛李老師表示真摯的謝意。 1緒論 1.1 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義 交通工具中汽車是大家普遍使用的。汽車制

6、動系統(tǒng)是汽車整體結(jié)構(gòu)中比較重要的一部分，同時也是保證安全性系統(tǒng)里最重要的一個部位。它有著限制車輛高速行駛得能力，并且在駐車制動中也經(jīng)常使用。制動性的好壞與安全性的聯(lián)系是非常明顯的。由此在汽車產(chǎn)業(yè)飛速的發(fā)展中，我們需要對于安全可靠這類要求更加嚴(yán)格。制動系統(tǒng)的可靠，車內(nèi)人的安全性也自然提高了。 1.2 本次制動系統(tǒng)應(yīng)達(dá)到的目標(biāo) 1）具有良好的制動效能； 2）制動效能穩(wěn)定性好 3）制動過程中具有良好的操作穩(wěn)定性； 4）制動效能的熱穩(wěn)定性好； 2制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 機械摩擦式的原理就是固定原件和旋轉(zhuǎn)原件摩擦產(chǎn)生制動力。鼓式和盤式是依靠在輪轂上安裝的旋轉(zhuǎn)元件的不同來進行區(qū)分

7、。 2.1 盤式制動器 盤式制動器在現(xiàn)在的實際應(yīng)用規(guī)劃中主要有帶有單獨制動鉗的鉗盤式和全盤式兩種。 1）鉗盤式 鉗盤式制動器有定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 a定鉗盤式制動器：整體部件都是在制動鉗體開槽口中同步運動，除了鉗體處于靜止。優(yōu)點：移動的活塞和制動塊保證了鉗體的剛度，具有多回路制動系的特點。 b浮鉗盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：管路不易受到高溫，汽化現(xiàn)象不產(chǎn)生。由于軸向尺寸小，制動器與輪轂距離?。怀杀镜?；制動塊可以用于駐車制動。 2）全盤式 全盤式與離合器的原理相差無幾。主要是工作環(huán)境不好導(dǎo)致散熱較差。盤式制動器優(yōu)于鼓式制動器的優(yōu)點如下： 1）制動效能穩(wěn)定

8、性好； 2）制動力矩不會隨運動方向的改變而改變； 3具有雙回路，安全性和可靠性高； 4）尺寸小、質(zhì)量小、散熱好； 5）制動襯塊所作用在制動盤上的壓力合理分布，在摩擦面上都會是光滑的磨損； 6）更換襯塊工作簡單容易。 7）襯塊和制動盤的距離不會有太大的間隙，縮短協(xié)調(diào)過程。 8）整體間隙可以實現(xiàn)輕便的自動調(diào)整。 因此我們選擇浮鉗盤式制動器。 2.2簡單制動系 人力制動就是人為的施加力產(chǎn)生制動。這里有機械式和液壓式兩類。 液壓式是現(xiàn)代設(shè)計的代表。主要的優(yōu)點是：短時間的滯后作用（0.1-0.3s),工作壓力高（可達(dá)10MPa-12MPa),不需要較大的輪缸尺寸，一般都是安裝在制

9、動器內(nèi)部，在實際應(yīng)用中可以直接作用為制動蹄張開機構(gòu)。設(shè)計簡單價格低機械效率高。自身的力傳動比限制了適用范圍。另外，液壓制動主要缺點是在整個管路受熱的時候，會出現(xiàn)運輸不暢通，整體的效率降低，操作不靈巧，不能滿足現(xiàn)代汽車操作輕盈的條件，目前只使用在微型汽車上。 2.3動力制動系 動力制動系是主要由汽車本身動力發(fā)動裝置提供統(tǒng)，人為地進行控制。此處介紹主要三類。 1)氣壓制動系 氣壓制動產(chǎn)生較高制動驅(qū)動力，他們之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的整體連接構(gòu)成簡單，黏合和分開都很容易，大多數(shù)用在貨車總質(zhì)量為8t以上甚至更高、特殊車型也有使用。但氣壓制動系必須采用那些比較笨重復(fù)雜的原件；管路中壓力產(chǎn)生和消散的過程

10、都比較長，提高了滯后時間（0.3s-0.9s),因此增加了駐車距離。為了彌補氣壓不足的情況必須加有一個加速閥和快放閥。因為整個管路工作壓力低（一般為0.5-0.7MPa)。制動器室的直徑都應(yīng)該大些，并且設(shè)計在制動器的外部，再通過其他部件驅(qū)動制動蹄，減震簧下的質(zhì)量就會增加，整個裝置的噪聲很大。 2)氣頂液式制動系 氣頂液制動是一種氣壓制動和液壓制動的結(jié)合體。主要是設(shè)計的氣壓管路比較短，較短的滯后時間。顯然，其結(jié)構(gòu)不夠簡單、質(zhì)量重、成本高，所以主要用于重型汽車上，中型貨車一般采用。 3)全液壓動力制動系 全液壓動力制動不受氣化現(xiàn)象影響，并且提供較高制動力，具有普通制動的優(yōu)點。結(jié)構(gòu)不夠簡單，

11、復(fù)雜的精密件，嚴(yán)格的密封性，目前應(yīng)用并不廣泛。 2.4 伺服制動系 動力失效的時候伺服制動輔助人力提供制動力。主要有真空；氣壓；液壓三種。 2.5 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 具有多回路是為了擁有較高的可靠性，即使有管路失效，也會有其他管路替代，不會干擾汽車整體運行的順暢。 有如下五種分路(如圖2-6所示)： 1） II型，前軸制動器與后橋制動器使用不同回路。 2） 交叉型（X），兩軸不同側(cè)的制動器是屬一個回路。 3） 一周半對半軸（HI）型，有一側(cè)前輪缸與所有后輪缸同一回路，其他則是一個回路。 4） LL型，兩個回路對前輪制動器和后輪制動器起作用。 5） HH型，每一條回路

12、都不會對所有輪缸起作用，只會對其中一半的有作用。 圖2-6 液壓分路系統(tǒng)形式 II型管路易于布置，使用廣泛，但容易使車喪失轉(zhuǎn)向能力，并且還有制動力不足的可能，如果出現(xiàn)載重失衡的狀況還會發(fā)生側(cè)滑。 X型的結(jié)構(gòu)也很簡單?？梢院芎玫馗纳破嚨姆€(wěn)定性保持制動力的充足，不會低于正常值的一半。比較適合注銷偏移距是負(fù)值的汽車。 HI、HH、LL型設(shè)計都比較復(fù)雜。LL型和HH型有較強的能力維持汽車正常運行。LL型和HH型只能存于一半的制動力。HI和LL出現(xiàn)后輪抱死剩余制動力也可以提供制動力。 綜合以上各個管路的優(yōu)缺點，最終選擇X型管路。 2.6液壓制動主缸的設(shè)計方案 選用雙回路制動系

13、統(tǒng)，這樣提高行駛安全性。并且制動主缸的形式是串聯(lián)雙缸。 儲存罐中的油會進入主缸中，然后缸腔中的油壓輸入輪缸。主缸停止時，前后腔的活塞頭部位于各自的旁通孔和補償孔出。 制動踏板下壓時，整體機構(gòu)產(chǎn)生運動，液壓升高。活塞會被后腔中的液壓和彈簧力向前推進，前腔壓力自然就會上升。當(dāng)持續(xù)給踏板壓力時，所有腔中的液壓壓力都會繼續(xù)攀升，這樣制動就會產(chǎn)生。 不填加踏板力的時候所有機構(gòu)都會回歸原位。 當(dāng)踏板回歸原位的過程時，由于油液遲滯，導(dǎo)致液壓差油液會流回原來的腔中。儲液室中的油液流回進油腔?；钊貧w原位，此時旁通孔已開放，會由制動管路流回主缸如果油液過多會通過前后缸流回儲液室。，出現(xiàn)泄露和制動液

14、膨脹或收縮這種現(xiàn)象都會得到補償。 在與前腔連接的制動管路失效時，在制動踏板給與壓力，只會造成液壓存在于后腔，而前腔將不會有任何壓力輸出。由于有液壓差的存在，活塞會立刻頂?shù)街鞲左w。這樣后腔的工作壓就能滿足要求所需的值。 如果后缸不能夠輸出足夠的液壓壓力，即使踏下制動踏板，只能夠驅(qū)使后缸活塞而不能夠驅(qū)動前缸活塞，這是在后腔連接的制動管路無法工作的條件下。后缸活塞頂觸前缸活塞，制動力由前缸的液壓產(chǎn)生。 由此可見，雙回路液壓制動系可以補救失效回路。必須延長踏板行程，會導(dǎo)致汽車需要的制動距離增長，不能夠有足夠的制動力，高層次的提高可靠性和安全性。 3盤式制動器概述 3.1制動盤 a.制

15、動盤直徑D 制動盤直徑取大些對于其他部件的設(shè)計都會有好處但只能是輪輞直徑的70%-79%. b.制動盤厚度h 在高速情況下制動的制動盤受到溫度和自身質(zhì)量的影響，因此選擇具有通風(fēng)性。為了保持安全性和實用性，采用通風(fēng)式可以降低制動盤溫度。所選制動盤也應(yīng)有一定厚度這是不可少的在保證剛性和韌性條件下 c.制動盤的安裝 制動盤是為了和車輪在運動過程中一起旋轉(zhuǎn)才安裝在輪轂上的。并且需要維持有效半徑的的長度，有效半徑是制動盤中心和摩擦襯塊中心的直線距離。這樣其他條件都相同的狀況下隨著半徑的長度增加制動力才會越來越大。 3.2制動摩擦襯塊 摩擦襯塊包括摩擦材料和底板。 設(shè)計值內(nèi)半徑與外半徑

16、和推薦值比值小于1.5。如果偏大會導(dǎo)致制動力矩變化大。襯塊工作面積為汽車質(zhì)量1.6-3.5kg/cm2之間。 為了避免摩擦襯塊的損壞，在使用過程不知道，而造成汽車出現(xiàn)安全問題。在后來的設(shè)計中使用了電子式磨損指示器。 3.3 盤式制動器操縱機構(gòu) 制動踏板通過一些桿件與制動元件相連。松開制動，回位彈簧使踏板自動回位，左右制動器的踏板可用連接板連接，以便同時制動兩驅(qū)動輪。當(dāng)不處在制動狀況下，在回位彈簧作用下制動踏板都應(yīng)該靈敏的回到初始位置。還必須有停車鎖定裝置。 直線行駛注意先分離制動器再經(jīng)行制動。 4制動系統(tǒng)設(shè)計計算 4.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 a.汽車參數(shù)如表4.1所示。

17、 表4.1 汽車參數(shù) 編號 名稱 符號 數(shù)值 單位 備注 1 質(zhì)量 M0 320.000 kg 2 重力 G 3136.000 N 3 質(zhì)心高度 hg 300.000 mm 11.82 inch 4 軸距 L 1600.000 mm 63.04 inch 5 質(zhì)心到前軸的長度 a 848.000 mm 33.41 inch 6 質(zhì)心到后軸的長度 b 752.000 mm 29.63 inch 7 前軸負(fù)荷 Wf 1473.920 N 47.00 %

18、 8 后軸負(fù)荷 Wr 1662.080 N 53.00 % b.輪胎相關(guān)參數(shù)如表4.2所示。 表4.2輪胎相關(guān)參數(shù) 規(guī)格 180/530R13 標(biāo)準(zhǔn)輪輞內(nèi)距 8 輪胎胎面寬(mm inch) 223 8.8 輪胎外徑(mm inch) 533 21.0 輪胎接地面寬(mm inch) 185 7.3 輪胎半徑(mm) 244 輪胎周長 1626 輪輞內(nèi)距 7.5-8.5 4.2同步附著系數(shù)的分析 （1） 當(dāng)時：制動時前輪首先抱死，是安全穩(wěn)定的制動工況，但無法轉(zhuǎn)向； （2）當(dāng)時：制動時后輪率先抱死，汽車直線行駛失衡后軸產(chǎn)生側(cè)向力會使汽

19、車側(cè)滑失去方向穩(wěn)定性； （3）當(dāng)時：制動時汽車前后輪一起抱死，處于穩(wěn)定工況，沒有轉(zhuǎn)向能力。 可知，前后輪同時抱死時的汽車制動工況下所能達(dá)到的并利用的同步系數(shù)，其制動減速度為，即q=,制動強度q。不同附著系數(shù)的路面制動，車輪即將抱死的制動強度q<所以可知在的路面上，附著條件可以完全發(fā)揮作用。 據(jù)查=0.7，故取=0.7。 4.3 地面作用于前、后輪的法向反作用力 前后車輪同時抱死的條件下，規(guī)定在不同附著系數(shù)的道路狀況下，則或。地面反作用于前、后輪的法向作用力為 （4-1） （4-2） 前后輪同時抱死制動時地面對前、后輪法向反作用力的變化如表3.3所示 表3.3 前后輪同時抱死地

20、面對前、后輪法向反作用力的變化 φ 0 1474 1662 47% 53% 0.1 1533 1603 49% 51% 0.2 1592 1544 51% 49% 0.3 1650 1486 53% 47% 0.4 1709 1427 55% 46% 0.5 1768 1368 56% 44% 0.6 1827 1309 58% 42% 0.7 1886 1250 60% 40% 0.8 1944 1192 62% 38% 0.9

21、 2003 1133 64% 36% 1.0 2062 1074 66% 34% 4.4 確定前后制動力矩分配系數(shù) 根據(jù)公式： （4-3） 得到： （4-4） 4.5制動器制動力矩的確定 緊急情況制動時，車輪同時抱死拖滑，前橋制動力矩是 （4-5） 式中 G為汽車重力； L為軸距； a為汽車質(zhì)心到前軸的距離； 為汽車質(zhì)心的高度； 為附著系數(shù)； 為輪胎有效半徑。 當(dāng)==0.7時， 即 因為 == (4-6) 所以 4.6盤式制動器主要參數(shù)確定

22、1）制動盤直徑D 直徑盡可能地取大些。在設(shè)計中的的輪輞直徑會被本身結(jié)構(gòu)限制，所設(shè)計的制動盤直徑只會占有輪輞直徑的70％一79％。此處所選數(shù)據(jù)為70%，即 2）制動盤厚度的選擇 在高速情況下制動的制動盤受到溫度和自身質(zhì)量的影響，因此選擇具有通風(fēng)性。為了保持安全性和實用性，采用通風(fēng)式可以降低制動盤溫度，厚度在20-30mm。所選制動盤也應(yīng)有一定厚度這是不可少的在保證剛性和韌性條件下。mm為實心制動盤的厚度。 3）摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2 摩擦襯塊包括摩擦材料和底板。 設(shè)計值內(nèi)半徑與外半徑和推薦值比值小于1.5。如果偏大會導(dǎo)致制動力矩變化大。襯塊工作面積為汽車質(zhì)量1.6-3.5

23、kg/cm2之間。因為制動器直徑D等于231mm,則摩擦塊mm取，所以mm。 圖4-1 摩擦襯塊 4）摩擦襯塊工作面積 盤式制動器所選用的襯塊與摩擦盤接觸的工作面積A，依數(shù)據(jù)知制動襯塊所能利用中的單位面積占有的汽車整備質(zhì)量在范圍選取。 單個前輪摩擦塊 單個后輪摩擦塊 單個前輪制動器 A=48 單個后輪制動器 A=32 .能夠滿足β的要求。 5）摩擦襯塊摩擦系數(shù)f 摩擦片摩擦系數(shù)高，在受熱條件下有很好的穩(wěn)定性，在較高壓力下不會出現(xiàn)巨變。制動器摩擦系數(shù)所能取的穩(wěn)定值范圍一般為0.3～0.5，也有特殊情況取到0.7。選擇綠色和環(huán)保的材料。所選擇摩擦系數(shù)=0

24、.35。 總結(jié)得到參數(shù)如表4.4所示 表4.4 制動器基本參數(shù) 制動盤外徑（mm） 工作半徑（mm） 制動盤厚度（mm） 摩擦襯塊厚度（mm） 摩擦面積 （cm） 前輪 231 96 10 9 48 后輪 231 96 10 9 32 4.7 盤式制動器的制動力計算 如果襯塊與制動盤全接觸，單位壓力分布均勻，制動力矩為 （4-7） 式中為摩擦因數(shù)； R為作用半徑。 襯塊徑向?qū)挾炔⒉淮?，則R等于平均半徑或有效半徑，符合要求。 平均半徑 mm 式中，扇形表面的受到摩擦力的摩擦襯塊內(nèi)，外半徑和 單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；

25、 有效半徑是扇形表面的面積中心到制動盤中心的長度，如下式所示（推導(dǎo)見離合器設(shè)計） （4-8） 式中. 因為,,可算的，越變小，則兩者之間的差距就越大。 需表明，一旦過小，即扇形的徑向?qū)挾忍?，襯塊摩擦面上由于壓力作用的不規(guī)律導(dǎo)致磨損出現(xiàn)嚴(yán)重?zé)o法平衡的現(xiàn)象，因此不能采納。值一般大于0.65. 對于前制動器 (4-9) 所以 對于后制動器 (4-10) 所以 4.8 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）制動盤 制動盤選用HT250。并且是雙盤式并且?guī)в型?/p>

26、風(fēng)槽的。 2）制動鉗 制動鉗用鋁合金壓鑄。 3）制動塊 制動塊由背板和摩擦襯快組成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結(jié)在一起。 4）摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性要好，不應(yīng)在溫升到某一數(shù)值以后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應(yīng)有好的耐磨性，低的吸水（油、制動液）率，低的壓縮率、低的熱傳導(dǎo)率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能，制動時應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良?xì)馕?、?yīng)盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。當(dāng)前，制動器廣泛采用模壓材料。 5）制動輪缸 制動輪缸采用結(jié)構(gòu)簡便的單活塞式制動輪缸，輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨。鋁合金

27、制造的活塞，活塞頭部外端壓有鋼制的開槽頂快，以支承插槽中的制動蹄，極端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處得橡膠皮碗密封。本次設(shè)計采用的是HT250. 5液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 5.1 前輪制動輪缸直徑的確定 制動輪缸在制動過程對其中的制動塊所有作用的張開力與液壓輪缸直徑和液壓運行系統(tǒng)中的制動管路壓力的關(guān)系為 (5-1) 并且可知制動管路壓力范圍是10～12。則。 (5-2) 輪缸直徑d（mm） 19 22 24 25 28 30 32 35 38 39 40 45 50 55 （取自HG2865-199

28、7)則選取前輪制動缸直徑為32mm. 則知，后輪制動輪缸直徑。則取直徑為25mm. 5.2 制動主缸直徑的確定 第個輪缸的工作容積為： (5-3) 式中為第個輪缸活塞的直徑； 為輪缸中活塞的數(shù)目； 第個輪缸活塞在行進過程中處于完全制動時的最大行程，這里mm. 所以單個前輪輪缸的工作體積為 一個后輪輪缸的工作體積為 全部輪缸的總工作體積為,式中，為輪缸數(shù)量。制動主缸的工作體積為,為制動軟管的變形體積。初始設(shè)計，制動主缸的工作體積可為：乘用車;商用車。則為。 因此 (5-4) 主缸活塞行程和活塞直徑為 (5-5) 一般=0.8～1.2。此處=。 所以 (5-6)

29、 直徑（mm） 19 22 28 32 35 38 40 45 （依QC/T311-1999）取得mm。 5.3 制動踏板力和制動踏板工作行程 制動踏板力為： (5-7) 式中為制動主缸活塞直徑； p為制動管路的液壓； 為踏板機構(gòu)的傳動比； 為踏板機構(gòu)及液壓主缸的機械效率，可為=0.82～0.86.此為=4，=0.85. 制動踏板力應(yīng)滿足以下要求；最大踏板力更具所選用的文獻(xiàn)車型不同一般選在500N-700N之間。制作時，所選踏板力都應(yīng)可在200N～350N。 則 符合設(shè)計要求。 制動踏板工作行程為 (5-8) 上式中的字母符

30、號，為主缸中運動的推桿與主缸活塞間的間隙，一般取1.5mm～2mm;為主缸活塞空行程，主缸活塞無工作狀態(tài)時的極限位置到全方位堵塞完全主缸上方旁通孔的行徑。 制動器踏板工作行程,只能占制動襯塊的容許磨損量的踏板行程的40%～60%。 必須禁止空氣進入制動管路，計算制動主缸活塞回位彈簧時，踏板必須完全開放，管路中仍會保持0.05～0.14的殘余壓力。 最大踏板行程，乘用車應(yīng)小于100～150mm,商用車小于180mm。同時，制動過程中會作用在制動手柄上的最大力，乘用車低于400N，商用車小于600N。制動手柄最大行程對乘用車小于160mm,商用車小于220mm. 故滿足要求 6制動性

31、能分析 制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)構(gòu)成制動裝置。 汽車的制動性的含義是汽車在整個行駛過程中停車或在下長坡時汽車不會停止并且還會有一定車速的運動能力。 6.1 制動性能評價指標(biāo) 汽車的制動性有三方面來評價： 1） 制動效能即是汽車行車的制動距離和在整個運行過程中的制動減速度。 2）制動效能的恒定性就是汽車制動器在整個制動過程中所表現(xiàn)的抗熱衰退性能。 3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，制動的過程中汽車的后軸不發(fā)生跑偏側(cè)滑和并且能夠維持汽車的轉(zhuǎn)向能力。 6.2 制動效能 制動效能是在整個汽車擁有初速度時并在路況良好條件下，汽車停車時的位置到初始位置的距離之間的路程幾制動距離或在整個運行過程中的

32、減速度。制動效能是汽車良好制動性能中最普遍的性能標(biāo)準(zhǔn)。越短的制動距離，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。 6.3 制動效能的恒定性 在短時間內(nèi)連續(xù)制動后，制動器溫度升高導(dǎo)致制動效能下降，稱之為制動器的熱衰退，連續(xù)制動后制動效能的穩(wěn)定程度為制動效能的恒定性。制動時產(chǎn)生的熱能會使制動器溫度升高，出現(xiàn)不穩(wěn)定的現(xiàn)象，在設(shè)計中需要注意。 6.4 制動時汽車方向的穩(wěn)定性 車制動時。制動力過大。前輪或后輪抱死就會出現(xiàn)側(cè)滑和跑偏。然后方向就會變掉。這樣方向就不穩(wěn)定了。前輪在后輪之前抱死是比較安全的，這樣汽車整體狀態(tài)不會改變。改變的這個困難就是裝ABS防抱死系統(tǒng)。合理的分配前后輪制動力分配。 方向

33、穩(wěn)定性即制動過程中汽車維持直線行駛，或按預(yù)定彎道行駛的能力。跑偏和側(cè)滑是非常危險的狀態(tài)，還有前輪失去轉(zhuǎn)向能力也會是汽車陷入高危狀態(tài)。這三項是重要指標(biāo)來評價汽車。 方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側(cè)滑以及失去轉(zhuǎn)向能力方面來考驗。 制動跑偏的原因有兩個： 1） 汽車左右車輪，特別是轉(zhuǎn)向軸左右車輪制動器制動力不相等。 2） 制動時懸架導(dǎo)向桿系與轉(zhuǎn)向系拉桿在運動學(xué)上不協(xié)調(diào)（相互干涉）。 前者是制造的誤差，后者是設(shè)計本身的問題。側(cè)滑是汽車行駛過程中后軸會有側(cè)向力使汽車偏離直線行駛。在汽車速度過快時候汽車發(fā)生側(cè)滑是相當(dāng)不安全。防止后軸發(fā)生側(cè)滑發(fā)生的最佳狀態(tài)應(yīng)使前后軸必須同時抱死或前軸先抱死后軸始終不會出

34、現(xiàn)抱死。 6.5 制動器制動力分配曲線分析 一般的車輛制動過程應(yīng)該會有如下三種情況： 1） 前輪先抱死拖滑，之后后輪抱死拖滑。 2） 后輪先抱死拖滑，之后前輪抱死拖滑。 3） 前后輪一起抱死拖滑。 所以，前后輪制動力分配對于處理方向穩(wěn)定性和附著條件的設(shè)計有很大作用。 依據(jù)參數(shù)及制動力分配系數(shù)，應(yīng)用EXCEL編制出制動力分配曲線如下： 1） 當(dāng)I線與β線相交時，即=0.7時，即前后輪同時抱死。 2） 當(dāng)I線在β線下方時，前輪比后輪先抱死。 3） 當(dāng)I線在β線上方時，后輪比前輪先抱死。 圖6-1相關(guān)參數(shù)和制動力分配系數(shù)。 圖 6-1制動力分配曲線 6.6 制動減速度和

35、制動距離 制動效果的評價是依靠汽車制動時汽車的制動距離還有其過程中產(chǎn)生的制動減速度； 假如汽車的制動力全由制動器產(chǎn)生。此時 所以符合要求。 6.7 摩擦襯塊的磨損特性計算 能量負(fù)荷的指標(biāo)是比能量消散率，通常所用的計量單位為。比能量耗散率即襯塊摩擦面耗散的能量。 汽車的前后制動器比能量耗散率分別為 (6-1) (6-2) (6-3) 式中，汽車總質(zhì)量；汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；制動初速度和終速度（）、；制動減速度a（）；制動時間t；前、后制動襯片（襯塊）

36、的摩擦面積、；制動力分配系數(shù)。 在緊急制動情況下并且逐漸減速到停車的情況下，取，則 (6-4) （6-5） 據(jù)有關(guān)調(diào)查知，小于盤式制動器的比能量耗散率都會是比較優(yōu)越的，減速度可取。制動初速度：乘用車一般取用100km/h(27.8m/s)；；大于3.5t的乘用車選取65km/h(18m/s)。乘用車的盤式制動器在上述的和的條件下，比能量耗散率需小于。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，可知值能略大于。由于比能量耗散率過高這樣會導(dǎo)致起襯片（襯塊）的快速摩擦以至于損壞，并且會引發(fā)制動盤龜裂。 （6-6） （6-7）

37、 (6-8） 比能量耗散率應(yīng)小于，故符合要求。 比摩擦力是單個車輪制動器襯片（襯塊）單位摩擦面積A的制動摩擦力。 （6-9） 式中，制動力矩；制動盤的制動半徑R（襯塊平均半徑或有效半徑）； 在時，盤式制動器的比摩擦力以不大于為宜。與之相應(yīng)的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力=1.37～1.60（設(shè)摩擦因素=0.3～0.35）。這比過去一些文獻(xiàn)中推薦的要小，因為磨損問題現(xiàn)在已較過去受到更大程度的重視。 符合要求。 7總結(jié) 在這次設(shè)計中我體會到了什么叫做設(shè)計類的復(fù)雜，還有設(shè)計類的精彩。雖然盤式制動器只是其中一環(huán)，但也足夠我細(xì)細(xì)品味起中的奧秘。讓我學(xué)會了團隊合作，更好的提升自己的

38、團隊協(xié)作能力，并且是一種自我的修煉。 盤式制動器的整體設(shè)計大致的步奏的已經(jīng)記清楚，并且整個設(shè)計的意義，都對于自己有以后的工作有很大的幫助。 盤式制動器的主要優(yōu)點是： 1、熱穩(wěn)定性比較優(yōu)越。制動襯塊比制動盤面積小，故散熱性較好。 2、水穩(wěn)定性比較優(yōu)越。主要原因是制動襯塊會給制動盤很高的單位壓力，不會造成積水現(xiàn)象，制動盤可以被襯塊簡單的清理干凈，所以汽車會有出水的現(xiàn)象，幾次制動后就可以變成原來的狀態(tài)； 3、制動力距與行駛中的汽車運行無關(guān)系。 4、同等制動力矩條件下盤式的質(zhì)量和尺寸比較小 5、盤式的摩擦襯塊比鼓式的摩擦襯片在磨損后方便拆卸和替換，結(jié)構(gòu)不復(fù)雜，后期修理容易。 6、制動

39、盤與摩擦襯塊間的間隙小(0.05～0.15mm)，油缸活塞的運行時間會縮短，整個制動機構(gòu)的力傳比會增大。 7、制動盤的熱膨脹不會導(dǎo)致汽車行進過程制動踏板行程損失，在自動調(diào)整裝置的設(shè)計時可以進行優(yōu)化設(shè)置。 盤式制動器的主要缺點是：制動效能低，制動比較劇烈，制動器和油管路的制造要求較高，摩擦片的耗損量較大，成本貴，而且由于摩擦片的面積小，相對摩擦的工作面也較小，需要的制動液壓高，傳動裝置復(fù)雜,汽車后輪的使用比較受到制約。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車設(shè)計.北京：清華大學(xué)出版社，2001：158～200 [2] 張洪欣.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1981：106～126 [3]

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42、了專業(yè)課知識而且接觸了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力顯著提高。同時也鍛煉了協(xié)作合同的精神，為以后我踏入社會工作夯實了堅定基礎(chǔ)。 在此感謝李進老師在設(shè)計中給予的指導(dǎo)，李老師在此期間講述了許多知識，如何做設(shè)計工作，在其過程中應(yīng)考慮到的指標(biāo)，如經(jīng)濟性、合理性、可靠性和安全性等。。 另外，在大學(xué)四年的學(xué)習(xí)中，我所有的任課老師辛勤的備課，耐心地為我們講解課程知識，使我學(xué)到了許多專業(yè)知識，在此向他們表示由衷的感謝！在設(shè)計中同學(xué)們提出了許多寶貴意見，在此表示謝意。 此外，我對這次設(shè)計過程中所引用的眾多參考文獻(xiàn)的作者表示感謝。 Automotive disc brake design Astrac

43、t:this design mainly tells the story of the integral design of the disc brake, to the design of the whole organization analysis, and the comparison and selection of the data. Disc brake is mainly the working principle and structure of the principle and so on, so I will better more skilled master design it on the other hand, in addition the article also tells the characteristics of the disc brake friction liner. Key words: disc;design. 附錄 （制動器總體裝配圖） （制動盤） （制動鉗體） （制動鉗總體）  （外側(cè)制動塊總成）  （外側(cè)消音片） （傳動軸） 32