盤式制動器制動系設計

盤式制動器制動系設計,制動器,制動,設計 湖南農業(yè)大學東方科技學院 全日制普通本科生畢業(yè)論文 盤式制動器制動系設計 DESIGN OF THE BRAKING SYSTEM OF DISK BRAKES 學生姓名：馮 詩 雨 學 號：200841930204 年級專業(yè)及班級：08級汽車服務工程（2）班 指導老師及職稱：李軍政 講師 學 部：理工學部 湖南·長沙 提交日期：2012年5月 湖南農業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生 畢業(yè)論文（設計）誠信聲明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權由本人與湖南農業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………………1 關鍵詞………………………………………………………………………………………1 1 前言 ……………………………………………………………………………………2 2 制動器的結構形式及選擇 ……………………………………………………………4 2.1 盤式制動器的結構形式及選擇 ………………………………………………4 2.1.1 固定鉗式盤式制動器 …………………………………………………4 2.1.2 浮動盤式制動器 ………………………………………………………5 2.2 制動盤的分類及選擇 …………………………………………………………5 2.3 奧迪A8型轎車盤式制動器的結構及工作原理………………………………6 3 制動器的只要參數及選擇 ……………………………………………………………7 3.1 制動力與制動力的分配選擇 …………………………………………………7 3.2 同步附著系數…………………………………………………………………12 3.3 制動強度和附著系數利用率…………………………………………………13 3.4 制動器最大制動力矩…………………………………………………………14 3.5 利用附著系數與制動效率……………………………………………………15 3.6 制動器因數……………………………………………………………………17 3.7 盤式制動器主要參數及摩擦系數的確定……………………………………18 4 制動器的設計計算……………………………………………………………………19 4.1 摩擦襯塊的磨損特性計算……………………………………………………19 4.2 制動器的熱容量和升溫的核算………………………………………………21 4.3 盤式制動器制動力矩計算……………………………………………………22 5 制動器只要部件的結構設計與計算…………………………………………………24 5.1 制動盤…………………………………………………………………………23 5.2 制動鉗…………………………………………………………………………23 5.3 制動塊…………………………………………………………………………24 5.4 襯塊警報裝置設計……………………………………………………………25 5.5 摩擦材料………………………………………………………………………25 5.6 制動器間隙……………………………………………………………………25 5.7 固定摩擦片鉚釘的剪切應力計算……………………………………………25 6 制動驅動機構的形式選擇與設計計算………………………………………………26 6.1 伺服制動器的結構形式選擇…………………………………………………26 6.2 制動管路的多回路系統(tǒng)………………………………………………………26 7 結論……………………………………………………………………………………28 參考文獻 …………………………………………………………………………………28 致謝 ………………………………………………………………………………………29 附錄…………………………………………………………………………………………29 盤式制動器制動系設計 摘 要：汽車制動系統(tǒng)直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益正大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 盤式制動器又稱為碟式制動器，這種制動器散熱快、重量輕、構造簡單、調整方便，特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，在冬季和惡劣路況下行車，盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內令車停下。本設計內容包括汽車制動器的功能與設計要求，結構方案的分析，制動力的分配，制動器主要零件的選擇及主要參數的選取，制動器各種參數的計算，主要零件的裝配尺寸鏈的分析計算。在設計中也涉及到同步系數的選取、制動器效能因素的選取、制動力矩的計算，以及制動器主要元件選取，最后對設計的制動器進行校核計算。由制動器設計的一般原則，綜合考慮制動效能、制動效能穩(wěn)定性、制動間隙調整簡便性、制動器的尺寸和質量及噪聲等諸多因素設計本產品 關鍵詞：盤式制動器；制動系統(tǒng)；同步系數 Design of the braking system of disk brakes Author: Fengshiyu Tutor: LiJunzheng (Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract：Automotive vehicle brake system directly affects the driving safety and parking reliability. With the rapid development of highway and the increased speed limit as well as the increasing traffic density, in order to ensure driving and parking safety, the reliability of automotive brake systems has become increasingly important. Only excellent reliable car braking system can fully play its role of adjusting the car’s dynamic performance. Disc brake, also known as dish brakes, it brakes and ventilates fast and is also light weight. Its simple structure, easy clearance adjustment, outstanding performance at high temperature with heavy load, better working stability enables it to stop the car quicker than traditional drum brakes at winter and bad road conditions. The function and design requirement of the vehicle brake system, analysis of the construction scheme, distribution of braking torque, selection of the main components as well as the main coefficient calculation of the system, are all concluded in this paper. Based on the primary principle of brake designing, taking the efficiency, stability, and easy clearance adjustment as well as the size, quality and noise making into consideration, this paper covers many aspects while designing. Key words：disc brake, brake system, synchronization coefficient 1 前言 現在，盤式制動器在汽車上已經越來越多的被采用，特別是在轎車上被廣泛使用。由此引起盤式制動器市場的增加，鼓式制動器的被代替。鑒于此本設計主要是通過研究來使自己增加知識，并嘗試獨立完成生產設計的過程。由于本人能力有限，設計中錯誤與不妥之處在所難免，懇請各位導師批評指正。 制動系的功用是強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密集度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。 制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。 任何一套制動裝置都由制動器和制動驅動機構兩部分組成。 目前廣泛使用的是摩擦式制動器，摩擦式制動器就其摩擦副的結構形式可分為鼓式、盤式和帶式三種。其中盤式應用較為廣泛。盤式制動器的摩擦力產生于同汽車固定部位相連的部件與一個或幾個制動盤兩端之間。其中摩擦材料僅能覆蓋制動盤工作表面的一小部分的盤式制動器稱為鉗盤式制動器；摩擦材料覆蓋制動盤全部工作表面的盤式制動稱為全盤式制動器。 與鼓式制動器相比，盤式制動器的優(yōu)點如下： 1.熱穩(wěn)定性好。 2.水穩(wěn)定性好。 3.制動穩(wěn)定性好 4.制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關。 5.在輸出同樣大小的制動力矩條件下，盤式制動器的結構尺寸和質量比鼓式的要小。 6.盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也較簡單，維修、保養(yǎng)容易。 7.制動盤與摩擦襯塊間的間隙?。?.05mm~0.15mm），因此縮短可油缸活塞的操作時間，并使制動驅動機構的力傳動比有增大的可能。 8.制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使得間隙自動調整裝置的設計可以簡化。 9.易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動。 10.能方便地實現制動器磨損報警，以便能及時地更換摩擦襯塊。 11.盤式制動器又分為通風盤式制動器與實心盤式制動器。通風盤式制動器由于為了通風散熱，在制動盤的兩個工作面之間鑄造出通風孔道使散熱能力更強，不容易產生熱衰退，多用于馬力較大的汽車。而實心盤式制動器用于馬力相對較小的車型，散熱能力相對較差。當長時間連續(xù)踩剎車，通風盤式可以迅速把摩擦產生的熱散掉，使剎車性能不至于因為溫度升高而變差，從而保證了行車安全。但是由于盤片重量增加，可能油耗、維修成本等也相應增加，而實心盤則不能長時間踩剎車，但是使用成本、維修成本相對低些。 同時當汽車前后同時采用盤式制動器時汽車的穩(wěn)定性更好，由于成本的原因現階段僅在中高檔汽車中應用，但其在汽車中的普及已經成為必然趨勢?！?】 生產現狀 鼓式制動器 據相關數據統(tǒng)計，目前我國乘用車中剎車制動器用鼓式制動器約占20%左右，并且鼓式制動器目前已經退出前輪制動。目前鼓式制動器只有在商用車上還占有絕大的比例，采用的是氣壓鼓式制動系統(tǒng)。 盤式制動器 2000年以來，我國盤式制動器市場需求增長速度發(fā)展非?？?。從中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計的情況來看，2000年我國盤式制動器的產量只有57.58萬套，到2004年迅速增長到468.72萬套，增長7倍多，年平均增長率高達68.9%，2007年增長至1000萬套左右。過去5年里，我國盤式制動器應用的增長非常迅速。 進出口情況 2000年以來，我國汽車制動器產品進出口規(guī)模增長迅速。2005年與2000年相比，出口金額從26700萬美元增長到106544.35萬美元，增長了3倍。 設計任務 設計內容包括汽車制動器的功能與設計要求，結構方案的分析，制動力的分配，制動器主要零件的選擇及主要參數的選取，制動器各種參數的計算，主要零件的裝配尺寸鏈的分析計算。 制動器的發(fā)展過程 自2009年以來，國內乘用車制動器技術應用發(fā)生了較大變化。以往配裝在中高端車型上技術吧 制動安全技術上得到了全面升級。這充分體現了盤式制動器相比鼓式制動器的有點還是很明顯的。另外，盤式制動器可以方便地與ABS系統(tǒng)配合，避免剎車暴死現象發(fā)生。所以前后盤式制動器轎車目前銷量前景呈直線上升趨勢。 2 制動器的結構形式及選擇 2.1 盤式制動器的結構形式及選擇 按摩擦副中的固定摩擦元件的結構來分，盤式制動器分為鉗盤式和全盤是制動器兩大類。 鉗盤式制動器摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉向節(jié)或橋殼上的制動鉗體內，如圖1所示。兩塊制動塊之間裝有作為旋轉元件的制動盤，制動盤式以螺栓固定在輪轂上。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約為30°～50°，故這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。其結構較簡單，質量小，散熱性較好，且借助于制動盤的離心力作用易將泥水、污物等甩掉，維修方便。但因摩擦襯塊的面積較小，制動時其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，因此，對摩擦材料的要求也較高。 全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件居委圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸。器工作原理猶如離合器，故亦稱為離合器式制動器。用的較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，為此，多采用油冷式，結構復雜。 按制動鉗的結構形式，鉗盤式制動器又分為固定鉗式和浮動鉗式兩種。 1-輪轂凸緣;2-制動盤;3-復位彈簧;4-輪輻;5-鉗體 6-導向支承銷;7-制動塊;8-活塞;9-調整墊片;10-轉向節(jié) 圖1 固定鉗盤式制動器 Fig.1 The fixed disk brake system 2.1.1 固定鉗式盤式制動器 固定鉗式盤式制動器如圖1所示，其制動鉗體固定在轉向節(jié)（或橋殼）上，在制動前提上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力有也進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧則將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種結構型式又稱為對置活塞式或浮動活塞式固定鉗式盤式制動器。 2.1.2 浮動鉗式盤式制動器 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，如圖2（a）所示，一種是制動鉗體可作平行滑動，另一種的制動鉗體可繞一支承銷擺動。故有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。但它們的制動油缸都是單側的，且與油缸同側的制動塊總成為活動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊總成的受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內擺動。這就要求制動摩擦襯塊為楔形的，摩擦表面對其背面的傾斜角為6°左右，如圖2（b）所示。在使用過程中，摩擦襯塊最賤磨損到各處殘存厚度均勻（一般約為1mm）后即應更換?！?】 （a）滑動鉗式盤式制動器 （b）擺動鉗式盤式制動器 1-制動盤；2-制動鉗體；3-制動塊總成；4-帶磨損警報裝置的制動塊總成：5-活塞；6-制動鉗支架 ；7-導向銷 圖.2浮動鉗式盤式制動器工作原理圖 Fig 2 Working principle of the floating disk brake system 2.2 制動盤的分類及選擇 制動盤分為實心盤式和通風盤式。 實心盤式制動器的制動盤尺寸較小，而且盤上沒有通風孔，長時間剎車容易產生熱衰減，而且過水后容易產生短暫的剎車不靈現象。相對來說造價更便宜，但剎車能力比鼓式剎車強很多。 通風盤式制動器的制動盤尺寸較大，且盤上有規(guī)則布置的通風孔，長距離剎車熱衰減較少，剎車靈敏，但造價較貴，工藝較復雜 本設計中采用的是前通風盤后實心盤式制動器的設計。 2.3 奧迪A8型轎車盤式制動器的結構與工作原理 奧迪A8型轎車盤式制動器采用單杠浮動鉗式結構，制動器由制動盤、制動鉗、導向銷、制動塊液壓缸組成。 圖3 某轎車鉗式盤式制動器的結構圖 Fig.3 Configuration of the clamp disk brake of a certain vehicle 當汽車制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動鉗體連同固定在其上的制動塊總成壓向制動盤的另一側直到兩側的制動塊總成的壓力平均為止完成抱死?！?】 3 制動器的主要參數及其選擇 3.1 制動力與制動力分配系數 汽車制動時，若忽略路面對車輪的滾動阻力距和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為 （1） 式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N.m; —地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，其方向與汽車行駛方向相反，N; —車輪有效半徑，m。 （2） 與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且僅由制動器參數所決定。即取決于制動器的結構形式、結構尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓與氣壓成正比。當加大踏板力以加大時，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 （3） 或 （4） 式中：—車輪與地面間的附著系數； —地面與車輪的法向反力。 圖4制動力、地面制動力與踏板力的關系 Fig.4 Relation of the braking force 、surface braking force and brake paddle force 圖5 制動時的汽車受力圖 Fig.5 Forces acting on the vehicle when braking 圖5所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖中忽略了空氣阻力、旋轉質量減速時汽車的慣性力偶矩以及汽車的滾動阻力偶距。另外，在以下的分析中還忽略了制動時車輪邊滾邊滑動的情況，且附著系數只取一個定值。【4】 根據圖給出的汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點取力矩，的平衡式為 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為 式中：—汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N； —汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N； —汽車軸距，mm； —汽車質心離前軸距離，mm； —汽車質心離后軸距離，mm； —汽車質心高度，mm； —汽車所受重力，N； —汽車質量，kg； —汽車制動減速度，m/s。 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，式中為重力加速度（m/s），則可求得汽車制動時水平地面對前、后軸車輪的法向反力，分別為 （5） 令，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，又可表達為 （6） 若在附著系數為的路面上制動，前、后輪均抱死（同時抱死或先后抱死均可），此時汽車總的地面制動力等于汽車前、后軸車輪的總的附著力 ,亦等于作用于質心的制動慣性力（如圖），即有 或 代入式（5），則得水平地面作用域前、后軸車輪的法向反作用力的另一種形式： （7） 汽車總的地面制動力為 （8） 式中：—制動強度，亦稱比減速度或比制動力： —前后軸車輪的地面制動力。 由式（4）式（6）及式（8）可求出前、后軸車輪的附著力為 （9） 當汽車的制動力足夠時，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、后輪同時抱死拖滑。 在上述3種情況中，顯然是第（3）種情況的附著條件利用得最好?！?】 由式（8），式（9）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 （10） 式中;—前軸車輪的制動器制動力，； —后軸車輪的制動器制動力，； —前軸車輪的地面制動力； —后軸車輪的地面制動力； —地面對前、后軸車輪的法向反力； —汽車重力； —汽車質心離前、后軸的距離； —汽車質心高度。 由式（10）中消去得 （11） 式中：—汽車的軸距。 將上式繪成以為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖6所示。如果汽車前、后輪制動力能按I曲線的規(guī)律分配，則可保證汽車在任一附著系數的路面上制動時，均可使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動器制動力制動力與汽車的制動器制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數，即 （12） 圖6 某載貨汽車的曲線與曲線 Fig.6 curve and curve of a lorry 綜上所述求得：制動時地面對前、后軸車輪的法向反力： N N 汽車總的地面制動力： N 前、后軸的附著力： N 制動強度： 汽車重力： N 前、后軸車輪制動器制動力： N N 前、后軸單側制動塊對制動盤的壓緊力計算： 制動力分配系數： 3.2 同步附著系數 由式（12）可得 （13） 式（13）在圖3-3中為一條通過坐標原點且斜率為的直線，它是具有制動器制動力分配系數為的汽車的實際前、后制動器的制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點,可求出B點處的附著系數，則稱線與I線交點處的附著系數為同步附著系數。 輪胎與地面的附著系數取得： 附著系數利用率： （14） 式中：—汽車總的地面制動力 —汽車所受重力 —制動強度 得出： 即當時，，，利用率最高。 3.3 制動強度和附著系數利用率 前面的式（8），（14）已分別給出了制動強度和附著系數利用率的定義式，下面再討論一下當，和時的和。 根據所選定的同步附著系數，可由式（10）和式（13）求得 （15） （16） 式中：—汽車軸距， 進而求得： （17） （18） 當時，可能得到的最大總之動力取決于前輪剛剛首選抱死的條件，即。由式（8），式（9），式（14）和式（17）得 （19） （20） （21） 當時，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首選抱死的條件，即。由式（8），式（9），式（14）和式（18）得 （22） （23） （24） 對于值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數范圍內不致過低，其值總是選得小于可能遇到的最大附著系數。因此在的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死 3.4 制動器最大制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。 最大制動力式在汽車附著質量被完全利用得條件下獲得的，這是制動力與地面作用于車輪的法向反力成正比。由式（10）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為 式中：—汽車質心離前、后軸的距離； —同步附著系數； —汽車質心高度。 通常，上式的比值：轎車約為1.3～1.6本設計中制動力之比為1.5。制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 式中：—前軸制動器的制動力，； —后軸制動器的制動力， —作用于前軸車輪上的地面法向反力； —作用于后軸車輪上的地面法向反力； —車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，為了保證在的良好路面上（）能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為 （25） （26） 對于選取較大值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （27） （28） 式中：—該車所能遇到的最大附著系數； —制動強度，由式（3-23）確定； —車輪有效半徑。 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結果的半值。 綜上所述得： N.m N.m 3.5 利用附著系數與制動效率 制動力分配的合理性通常用利用附著系數與制動強度的關系曲線（見圖7）予以評定。 利用附著系數就是在某一制動強度下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數。圖7是與圖6的前、后制動力分配曲線相對應的同一型號汽車的利用附著系數曲線。其最理想的情況是利用附著系數等于制動強度這一關系，即圖 7中的45°線（）。 圖7 某貨車的利用附著系數與制動強度的關系曲線 Fig.7 Relation curve of the attach coefficient and brake intensity of a lorry 汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產生的減速度為，則 而由式（6），有 可得前軸車輪的利用附著系數為 （29） 同樣，如下可求出后軸車輪的利用附著系數。 而由式（6），有 故后軸車輪的利用附著系數為 （30） 得出：前、后軸車輪的利用附著系數為 制動效率為車輪不抱死的最大制動減速度與車輪和地面間摩擦因素之比值。亦即車輪將要抱死時的制動強度與被利用得附著系數之比，即制動效率可表示為 由式（29）和式（30）即可求出汽車前軸車輪和后軸車輪的制動效率。 汽車前軸車輪的制動效率為 （31） 汽車后軸車輪的制動效率為 （32） 得出汽車前、后軸車輪的制動效率為(同步附著系數時，制動強度) 3.6 制動器因數 制動器因數可以用下式表述： （33） 式中：—制動器摩擦副工作表面間的摩擦力； —制動器摩擦副工作表面間的法向力，對盤式制動器，； —制動器摩擦副工作表面間的摩擦系數； —盤式制動器襯塊上的作用力。 制動器因數在制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 （34） 式中：—制動器的摩擦力矩； —制動盤的作用半徑； —輸入力，一般取加于兩制動塊的壓緊力的平均值為輸入力。 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為，此處為盤與制動塊間的摩擦系數，于是鉗盤式制動器的制動器因數為 （35） 式中：—摩擦系數。（取） 得出制動器因數為： 3.7 盤式制動器主要參數與摩擦系數的確定 1.制動盤直徑 制動盤直徑希望盡量答謝，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的壓緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑選擇為輪輞直徑的70％～79％，而總質量大于2t的汽車應取其上限。 本設計中前通風盤直徑mm，后普通實心盤直徑mm。 2.制動盤的厚度 制動盤厚度直接影響著制動盤質量金額工作室的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；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表面之間住處通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為10～20mm；具有通風孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度可取為20～50mm，但多采用20～30mm。 本設計中前通風盤厚度為30mm，后實心盤厚度為16mm?！?0】 3.摩擦襯塊內半徑外半徑的比值 比值不能不大于1.5。若此比值偏大，工作室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，最終會導致制動力矩變化大。初選外徑略小于制動盤直徑（323mm,280mm）即初選摩擦襯塊外徑 mmmm，摩擦襯塊內徑初選mmmm。 合格，合格。 4.摩擦襯塊工作面積 根據制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在～kg/cm范圍內選取。 （初選） 由 kg/cm 則： cm cm 計算出的面積為摩擦片最小面積，初選摩擦面積為 cm cm 4 制動器的設計計算 4.1 摩擦襯塊的磨損特性計算 試驗表明，摩擦表面餓的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等式影響磨損的重要因素。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W/mm。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （36） 式中：—汽車回轉質量換算系數； —汽車總質量； —汽車初速度與終速度，m/s；計算時轎車取km/h(27.8m/s) —制動時間，s；按下式計算 —制動減速度，m/s，計算時??； —前、后制動器襯塊的摩擦面積； —制動力分配系數 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 （37） 合適 合適 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于 W/mm。比能量耗散率過高，不僅會加快制動摩擦襯塊的磨損，而且可能引起制動盤的龜裂。 磨損特性指標也可用襯塊的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來計算。 單個車輪制動器的比摩擦力為 （38） 式中：—單個制動器的制動力矩 —制動盤有效半徑 —單個制動器襯塊摩擦面積 磨損和熱的性能指標也可用襯塊在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯塊面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量： （39） 式中：—汽車總質量，kg； —汽車最高車速，m/s； —車輪制動器各制動襯塊的總摩擦面積，cm； —許用比滑磨功，對轎車取～J/cm。 4.2 制動器熱容量和溫升的核算 要核算制動器的熱容量和溫升是否滿足下列條件： （40） 式中： —各制動盤的總質量；kg —與各制動盤相連的受熱金屬件（如輪轂、制動鉗體等）的質量；kg —制動盤材料的比熱容，對鑄鐵J/(kg.K)，對鋁合金 J/(kg.K)； —制動盤的溫升（一次由km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15℃）； —滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，由于制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 （41） 式中：—滿載汽車總質量；kg —汽車制動時的初速度，可取m/s； —汽車制動器制動力分配系數。 J 而208800J≥139200J制動器的熱容量與溫升符合要求?！?3】 4.3 盤式制動器制動力矩計算 盤式制動器的計算用簡圖如圖8所示，若襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 （42） 式中：—摩擦系數： —單側制動塊對制動盤的壓緊力，見圖4-1； —作用半徑。 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，則取為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖9所示，平均半徑為 mm mm 式中：，—扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑，進圖4-2 圖8盤式制動器的計算用簡圖 Fig.8 Calculation sketch of the disk brake 圖9盤式制動器的作用半徑計算用圖 Fig.9 Working radius of the disk brake 根據圖4-2，在任一單位面積上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 得到：N.m N.m 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 得到;N N 得有效半徑為 得：mm mm 令，則有 因，， 故 所以此方法成立。 5 制動器主要部件的結構設計與計算 5.1 制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr，Ni等的合金鑄鐵制成。其結構形狀有平板形（用于全盤式制動器）和禮貌形（用于鉗盤式制動器）兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸?！?】 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約為20％～30％，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽的轎車制動盤，其厚度約在10～20mm。 本設計中制動盤的裝上整車后，上緊幅板螺栓后，每個螺栓的擰緊力矩為51N.m盤兩摩擦表面的擺動量不大于0.10。制動盤的材料為QT600-3、GB1348。 5.2 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也可用輕合金制造的，例如鋁合金壓鑄?？勺龀烧w的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體上加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。鉗盤式制動器油缸直徑比鼓式制動器的輪缸大得多。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。有的將活塞開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內的小半圓環(huán)形端面。活塞由鑄鋁合金制造。為了提高其耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍烙處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量則成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。【9】 制動鉗在汽車上的安裝位置可在車軸的前方或后方。制動鉗位于車軸前可避免輪胎甩出來的泥、水進入制動鉗，位于車軸后則可減小制動時輪轂軸承的合成載荷。 本設計中制動鉗為整體式的，鉗體由球墨鑄鐵制造，活塞為鋁合金制。且制動鉗位于車軸前方。 5.3 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或鉚接或粘結在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長圓形的。活塞應能壓住盡量多的制動塊面積，一面襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。為了避免職稱是產生的熱量傳給制動鉗而引起制動液氣化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴漆）一層隔熱減振墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等原因，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。據統(tǒng)計，日本轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm～16mm之間。許多盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達到極限時的警報裝置，以便能及時更換摩擦襯塊。 本設計中摩擦襯塊和背板為鉚接在一起的，制動塊為扇形的，摩擦襯塊的厚度為14mm 5.4 襯塊警報裝置設計 1-制動盤;2-摩擦襯塊;3-制動塊背板;4-鉚釘;5-警告片;6-警告燈;7-觸點 圖10 盤式制動器的報警裝置 Fig.10 Warning system of the disk brake system 此次設計的襯塊報警裝置采用單觸點式報警系統(tǒng)摩擦片最大磨損厚度為7mm，當摩擦片大于7mm時，制動盤與制動塊背板上的警告片相摩擦，這樣就使得連接于制動塊觸點上的警告燈亮起。從而起到了報警的作用?！?6】 5.5 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。奧迪A8轎車選取以是棉纖維為主并與樹脂粘結劑，調整摩擦性能的填充物（由無機粉末及橡膠，聚合樹脂等配成為石磨）等混合而成。 各種摩擦材料摩擦系數的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數愈高的材料其耐磨性愈差。 5.6 制動器間隙 鉗盤式制動器不僅制動間隙?。▎蝹?.05mm～0.15mm），而且制動盤受熱膨脹后對軸向間隙幾乎沒有影響，所以一般都采用一次調準式間隙自調裝置。本設計中制動間隙為0.15mm。 5.7 緊固摩擦片鉚釘的剪切應力驗算 如果已知鉚釘的數目n，鉚釘的直徑d及材料，即可驗算其剪切應力： 式中：—鉚釘材料的許用剪切應力。 參照GB/T17880.5-1999 (43) 6 制動驅動機構的型式選擇與設計計算 6.1 伺服制動器的結構形式選擇 伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套由其他能源提供的助力裝置，使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制動能源的制動系 按伺服系統(tǒng)能源的不同，又由真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能（負氣壓能）、氣壓能和液壓能。【19】 根據所選車型本設計采用真空伺服制動系。 真空伺服制動系是利用發(fā)動機近期觀眾節(jié)氣門后的真空度（負壓，一般可達0.05MPa～0.07MPa）作動力源。 如圖11所示采用了做前輪制動油缸與右后制動輪缸為一液壓回路、右前輪制動油缸與左后輪制動油缸為另一液壓回路的布置，即為對角線布置的雙回路液壓制動系統(tǒng)。串列雙腔制動主缸4的前腔通往左前輪盤式制動器的油缸10，并經感載比例閥9，通下右后輪盤式制動器的油缸13；制動主缸4的后腔通往右前輪盤式制動器的制動油缸11，并經感載比例閥9通向左后輪盤式制動器的油缸12。真空伺服氣室3與控制閥2組合的真空助力器在工作室產生的推力，也同踏板力一樣直接作用在制動主缸4的活塞推桿上。感載比例閥9屬于制動力節(jié)裝置。 6.2制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 如圖12雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)的5種分路方案圖。選擇回路方案時，主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復雜程度。 1-制動踏板；2-控制閥；3-真空伺服器室；4-制動主缸；5-儲液罐；6-制動信號燈液壓開關7-真空供能管路；8-真空單向閥；9-感載比例閥；10,11-前盤式制動動油缸； 12,13-后盤式制動油缸 圖11真空助力式伺服制動系回路圖 Fig.11 Diagram for circuit of the vacuum servo booster system 1-雙腔制動主缸；2-雙回路系統(tǒng)的一個分路；3-雙回路系統(tǒng)的另一分路 圖12 雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 Fig.12 five schemes for the double hydraulic circuit of the dual axle vehicle 參考本設計中參考的車型選擇（b）為前后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構很簡單，一回路失效時仍能保持50％的制動效能，并且制動力的分配系數和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動器作用車輪的一側主銷轉動，式汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路法案的汽車，其主銷偏移距應取負值（至20mm），這樣，不平衡的制動力式車輪反向轉動，改善了汽車的放下穩(wěn)定性。 7 結論 本次設計的奧迪盤式制動器制動系，由于盤式制動器它的熱熱穩(wěn)定性與水穩(wěn)定性好，所以在當前與不久的將來將會有很好市場發(fā)展前景，相對現在比較廣泛使用的鼓式制動器，盤式制動器不論是在制動距離還是在制動穩(wěn)定性方面都有很大的優(yōu)勢，從而大大的提高的汽車的安全性，降低了事故的發(fā)生，從而更好的保護人的生命和財產安全。 在本次設計中借鑒參考了一些國內外的盤式制動器的設計理念。由于本人能力有限和時間的倉促，設計中存在一些不足和需要改進的地方。 此次設計的盤式制動器還有待解決的問題： 第一：機械機構設計的不夠緊湊，制動器穩(wěn)定性稍差。 第二：由于條件有限設計時對奧迪盤制動器沒有進行更為細致的了解。 第三:盤式制動器成本問題,僅限于一些中高檔次轎車，所以在實際應用中有待發(fā)展。 此次設計的奧迪盤式制動器可以更好的提高奧迪駕駛者的安全性。減少由于制動器失效車輪抱死拖滑所帶來的不穩(wěn)定因素，更好地滿足安全駕駛的需要。隨著制動器設計的完善和研究成本的降低，盤式制動器在不久的將來必將應用到每一個車輛上。該制動器在汽車領域的應用與其所能帶來的經濟效益和社會效益將會是相當可觀的。 參考文獻 [1] .郭新華 汽車構造（第2版）.北京：高等教育出版社，2008 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