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1、 摘要 本科 畢業(yè)設(shè)計（論文） 題 目： 某中級轎車前輪制動器設(shè)計 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 日 期： 2013 年 5 月 摘要 摘要 本設(shè)計的 題目 為某中級轎車前輪制動器設(shè)計 ， 本設(shè)計選用前輪盤式制動盤式制動器分為 定鉗盤式和浮鉗盤式。 在充分了解制動器的結(jié)構(gòu)及工作原理的基礎(chǔ)上借助多方面的資料進行 設(shè)計 、論證再選定相關(guān)參數(shù)并進行計算確定 具體參數(shù)如下 ： 制動力分配 ； 前軸制動力 Fu1=4486.3 N 后軸制動力 Fu2=9405.2 N 同步附著系數(shù) ；0=0.7 制動器效能因數(shù) ； k=0.6 制動力矩 ： 制動力矩是制動器

2、產(chǎn)生的，迫使汽車減速或停止的阻力矩， 由 該車所能遇到的最大附著系數(shù) ；制動強度 q；車輪有效半徑 er ；汽車滿載質(zhì)量G；汽車軸距 L； 通過計算得出： 前輪的制動力矩為 Mu1=1358.15 Nm 后輪制動力矩 Mu2=497.2 Nm 由以上參數(shù)進行設(shè)計計算 確定主要 零部件 尺寸和制造材料 最后對 制動系統(tǒng)性能要求 進行 校核 ， 并用 solidworks 三維軟件 繪制出制動器零件的零件模型和制動器裝 配 模型 。 關(guān)鍵詞 ： 制動性能 solidworks 盤式制動器 摘要 Abstract The topic of this design for the design of

3、the front wheel brake a intermediate car,this design selects the front disc brakedisc brake caliper disc is divided into fixed and floating caliper.On the basis of understanding the structure and working principle of the brake,with various materials to design,demonstrate the selected parameters and

4、the calculation to determine the specific parameters are as follows: The braking force distribution；front axle braking force Fu1=4486.3 Nthe rear axle braking force Fu2=9045.2 N. The synchronous adhesion coefficient: 0=0.7 Brake effiency factor:k=0.6 Brake torque:Brake torque is generated by the bra

5、ke, torque force car to slow down or stop,maximum adhesion coefficient can meet the vehicle ；severity of braking q； the effective radius re；The car loaded with quality G；the vehicle wheelbase L；calculation the front wheel brake toeque Mu1=1358.15 Nm,the rear wheel brake toeque Mu2=497.2 Nm The desig

6、n calculation of main parts size and material from the above parameters,the brake system performance requirements of applications,and use SolidWorks software to draw the parts of 3D model and the brake brake parts model. Keywords： braking performance solidworks disc brake 目錄 目 錄 第一章緒論 . 1 1.1 制動系統(tǒng)設(shè)計

7、的意義 . 1 1.2 制動器的發(fā)展歷程 . 1 1.3 國內(nèi)汽車盤式制動器的應(yīng)用 . 2 1.4 國外汽車盤式制動器的應(yīng)用 . 3 1.5 目前制動器的發(fā)展現(xiàn)狀 . 5 第二章 制動器的結(jié)構(gòu)與設(shè)計原則 .11 2.1 汽車制動系功用及分類 .11 2.2 盤式制動器的分類與介紹 .11 2.3 盤式制動器的結(jié)構(gòu)與工作原理 . 14 2.4 制動器設(shè)計的一般原則 . 15 2.4.1 制動效能 . 16 2.4.2 制動效能穩(wěn)定性 . 16 2.4.3 制動間隙調(diào)整簡便性 . 16 2.4.4 制動器的尺寸及質(zhì)量 . 16 2.4.5 噪音的減輕 . 17 第三章 制動器設(shè)計 . 18 3.1

8、 主要設(shè)計參數(shù) . 18 3.2 盤式制動器主要元件 . 18 3.2.1 制動盤 . 18 3.2.2 制動塊 . 20 3.2.3 制動鉗 . 21 3.2.4 襯塊報警裝置設(shè)計 . 22 3.2.5 摩擦材料 . 22 3.2.6 制動器間隙及調(diào)整 . 22 3.3 制動器制動力分配分析 . 23 3.4 同步附著系數(shù)的選取 . 23 3.5 制動器效能因數(shù) . 23 3.6 制動器制動力矩的計算 . 23 3.7 制動系統(tǒng)性能要求 . 23 3.7.1 制動時汽車的方向穩(wěn)定性的要求 . 26 3.7.2 制動減速度的要求 . 26 3.7.3 制動距離的要求 . 26 目錄 3.7.4

9、 制動力矩的要求 . 26 3.7.5 對車輪制動器的比能量耗散率的要求 . 27 3.7.6 對比摩擦力的要求 . 27 3.7.7 對熱流密度的要求 . 27 3.7.8 對襯塊吸收功率的要求 . 27 3.7.9 對平均摩擦力的要求 . 27 3.7.10 行車制動至少有兩套獨立的驅(qū)動器的管路 . 28 3.7.11 防止水和污泥進入制動器工作表面 . 28 3.7.12 要求制動能力的熱穩(wěn)定性好 . 28 3.7.13 操縱輕便 . 28 3.7.14 緊急制動時踏板力的計算 . 28 3.7.15 制動踏板行程的計算 . 29 3.7.16 其他 . 29 3.8 摩擦襯片的磨損特性

10、 . 29 第四章 校核 . 32 4.1 制動器的熱容量和溫升的核算 . 32 4.2.1 制動盤的技術(shù)要求 . 33 4.2.2 制動鉗技術(shù)總成要求 . 33 4.2.3 前輪輪轂總成技術(shù)要求 . 33 結(jié)論 . 35 參考文獻 . .36 致謝 . . 38 知識產(chǎn)權(quán)聲明 . .39 獨創(chuàng)性聲明 .40 附錄： . .41 1、總裝 配模型 2、各零件模型 3、總裝配模型爆炸視圖 緒論 1 第一章 緒論 1.1 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用的最多最普遍也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)他是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系統(tǒng)中直接作用制約汽車

11、運動的一個關(guān)鍵裝置是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的發(fā)展和車流密度的日益增大人們對安全性、可靠性要求越來越高為保證人身和車輛安全、必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。 通過查閱相關(guān)的資料運用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識進行部件 的設(shè)計計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；同時在材料的選擇上應(yīng)盡量采用對人體無害的材料 1。 1.2 制動器的發(fā)展歷程 制動器分車輪制動器和中央制動器兩種后者制動傳動軸或變速器輸出軸。由于中央制動器在應(yīng)急制動時容易造成傳動軸超載現(xiàn)在大多數(shù)車在后輪制動器上附加手動機械式驅(qū)動機構(gòu)使之兼起駐車制動和應(yīng)急制動時

12、用 2。 從耗散能量的方式分制動器有摩擦式液力式電磁式和渦流式。 迄今為止人們已經(jīng)把全息照相、激光多普勒分析、有限元分析以及試驗?zāi)B(tài)技術(shù)等引入到制動器的振 動和噪聲研究中并取得了大量的成果。全息照相技術(shù)向人們展示了制動過程中振動的真實形態(tài) ；有限 元 及模態(tài)分析的統(tǒng)一使得建立與實際相符合的振動的數(shù)學(xué)模型成為了可能這些都對制動系統(tǒng)的設(shè)計和分析提供了便利。 在對系統(tǒng)進行分析、綜合和預(yù)測時需要給出系統(tǒng)的動態(tài)特性。此時實際系統(tǒng)可能尚未完成或者處十經(jīng)濟性、安全性等因素的考慮無法通過試驗進行驗證往往需要借助于系統(tǒng)仿真來實現(xiàn)這一要求。所謂系統(tǒng)仿真是指利用計算機來運行仿真模型模仿實際系統(tǒng)的運行狀態(tài)及隨時間變化

13、的過程并通過對仿真運行過程的觀察和統(tǒng)計得出被仿真系統(tǒng)的仿真輸出參數(shù)和基本特 性以此來推斷和估計實際系統(tǒng)的真實參數(shù)和真實性能。 采用仿真方法研究汽車的各項性能時需對汽車作適當(dāng)?shù)暮喕缓髴?yīng)用簡畢業(yè)設(shè)計（論文） 2 化模型進行計算分析。隨著簡化程度的不同必然會使計算結(jié)果與實際情況之間存在不同程度的偏差。由于汽車是一個復(fù)雜的系統(tǒng) ， 其整車、零部件以及各總成的運動模型和力學(xué)模型相當(dāng)復(fù)雜對這些模型進行分析計算同時要保證一定的精度所需要的工作量是很大的在很大程度上受到了計算機處理能力的限制。 隨著計算機軟硬件技術(shù)的發(fā)展計算機對數(shù)據(jù)的處理能力有了突飛猛進的提高因此使得計算機仿真技術(shù)越來越多地用于汽車的研究開

14、發(fā)和設(shè)計制造 中。近年來虛擬樣機技術(shù) (Virtual Prototype Technology)得到快速的發(fā)展采用虛擬樣機技術(shù)可以綜合考慮制動器非線性法向載荷、粘滑作用、結(jié)構(gòu)等因素分析具體情況下制動器振動的主要誘因。虛擬樣機技術(shù)已成為解決工程問題的一種快速、有效的手段 3。 1.3 國內(nèi)汽車盤式制動器的應(yīng)用 隨著我國汽車工業(yè)技術(shù)的發(fā)展 ， 特別是轎車工業(yè)的發(fā)展 ， 合資企業(yè)的引進國外先進技術(shù)的進入汽車上采應(yīng)用盤式制動器配置才逐步在我國形成規(guī)模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性滿足人們不斷提高的生活物質(zhì)需求、改善生活環(huán)境等方面都發(fā)揮了很大的作用。 (1) 在轎車、微型車、輕卡

15、、 SUV及皮卡方面：在從經(jīng)濟與實用的角度出發(fā)一般采用了混合的制動形式即前車輪盤式制動后車輪鼓式制動。因轎車在制動過程中由于慣性的作用前輪的負(fù)荷通常占汽車全部負(fù)荷的 70% 80%所以前輪制動力要比后輪大。生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本就采用了前輪盤式制動后輪鼓式制動的混合匹配方式。采用前盤后鼓式混合制動器這主要是出于成本上的考慮同時也是因為汽車在緊急制動時軸荷前移對前輪制動性能的要求比較高這類前制動器主要以液壓盤式制動器為主流采用液壓油作傳輸介 質(zhì)以液壓總泵為動力源后制動器以液壓式雙泵雙作用缸制動蹄匹配。目前大部分轎車 (中檔類如夏利、吉利、神龍富康、上海華普、捷達 )、微型車（長安之星、昌河、豐田海

16、獅、天津華利、江鈴全順）、高端輕卡（東風(fēng)小霸王、江鈴、瑞風(fēng)、南京依維柯）、 SUV及皮卡（湖南長豐、江鈴皮卡）等采用前盤后鼓式混合制動器。 2004年我國共產(chǎn)此類車計 110萬輛以上。但隨著高速公路等級的提高乘車檔次的上升特別上國家安全法規(guī)的強制實施前后輪都用盤式制動器是趨勢。 (2) 在大型客車方面 ： 氣壓盤式制動器產(chǎn)品技術(shù)先進性明顯可靠性總體良好具有創(chuàng)新性和技 術(shù)標(biāo)準(zhǔn)的集成性。歐美國家自上世紀(jì) 90年代初開始將盤式制動器用于大型公交車。至 2000年盤式制動器（前后制動均為盤式）已經(jīng)成為歐美國家城市公交車的標(biāo)準(zhǔn)配置。我國從 1997年開始在大客車和載重車上推廣盤式制動器及 ABS防抱死系

17、統(tǒng)因進口產(chǎn)品價格太高主要用于高端產(chǎn)品。 2004年 7月 1日交通部強制在 7 12米高 型客車上 “必須 ”配備后國產(chǎn)盤式制動器得以大行其道。北京公畢業(yè)設(shè)計（論文） 3 交電車公司、上海公交、武漢公交、長沙公交、深圳公交、廣州公交等公司都在使用為大客車匹配的氣壓盤式制動器。生產(chǎn)廠家主要有：宇通公司 2004年產(chǎn) 20000多輛客車其中使用盤式制動器的客車已占一半多；宇通公司自制底盤部份是由二汽在 EQ153前后橋基礎(chǔ)升級更改的每年有 10000多套。二汽東風(fēng)車橋用 EQ153前后橋改型匹配氣壓盤式制動器的前后橋總成約占 6000套以上是宇通公司最大的氣壓盤式制動器橋供應(yīng)商。宇通公司每年需在一

18、汽采客車底盤 3000多臺一汽客底2004年供了 2000多臺其中帶盤式制動器占一半以上。如一汽客底采用 4E前轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配置氣壓盤式制動器前橋、 11噸 420后橋裝在 6100（ 10米）豪華客車上 ； 7噸盤式前橋與 13噸 435后橋配裝在 6120（ 12米） 豪華客車上等都是宇通公司市場前景較好利潤附加值很高的車型。江蘇金龍客車的 7-9米高 型客車客車采用湖橋供帶盤式制動器的車橋 2004年在 5500臺左右。廈門金龍客車 10-12米高 型客車以上客車、丹東黃?？蛙?10-12米高 型客車、安徽凱斯鮑爾等等國內(nèi)知名的大型廠家均已在批量生產(chǎn)帶盤式制動器的高檔客車。 (3) 重型汽車

19、方面：作為重型汽車行業(yè)應(yīng)用型新技術(shù)氣壓盤式制動器的已經(jīng)屬成熟產(chǎn)品目前具有廣泛應(yīng)用的前景。 2004年 3月紅巖公司率先在國內(nèi)重卡行業(yè)中完成了對氣壓盤式制動器總成的開發(fā)。 2005年元月份中國重汽卡車 事業(yè)部在提升和改進卡車底盤的過程中在橋箱事業(yè)部配合下將 22.5英寸氣壓盤式制動器成功“嫁接 ”到了重汽斯太爾重卡車前橋上。氣壓盤式制動器在重汽斯太爾卡車前橋上的成功 “嫁接 ”解決了令整車廠及用戶困擾已久的傳統(tǒng)鼓式制動器制動嘯叫、頻繁制動時制動蹄片易磨損、雨天制動效能降低等一系列問題。氣壓盤式制動器首次在斯太爾卡車前橋上的應(yīng)用也為今后開發(fā)重汽高速卡車提供了經(jīng)驗和技術(shù)儲備。與此同時陜西重汽、北汽福

20、田、一汽解放、東風(fēng)公司、江淮汽車等國內(nèi)大型汽車廠均完成了盤式制動器在重型汽車方面的前期型試試驗及技術(shù)貯備工作盤式制動器在 某些方面可以說成為未來重卡制動系統(tǒng)匹配發(fā)展的新趨勢。 1 4 國外汽車盤式制動器的應(yīng)用 國外汽車研發(fā)機構(gòu)經(jīng)過多年的研究和試驗氣壓盤式制動器在所有的主要性能方面都優(yōu)于傳統(tǒng)的鼓式制動器并將其廣泛使用在新型的載重汽車上。現(xiàn)在一些歐洲汽車公司制造的汽車上均已開始大量使用氣壓盤式制動器總成（這種氣壓盤式車輪制動器裝配組裝在汽車的前后車橋總成上）。氣壓盤式制動器與傳統(tǒng)的鼓式制動器相比在制動性能等方面的有明顯的優(yōu)勢主要表現(xiàn)在以下幾個方面。 (1) 制動力和安全性：在間斷制動狀態(tài)下鼓式與盤

21、式制動器的制動能力相差不大。但 盤式制動器在制動響應(yīng)和制動控制方面的表現(xiàn)更好一些。但在連續(xù)制動過畢業(yè)設(shè)計（論文） 4 程中兩種制動器的差別很大。在長距離的坡路上駛下（如下山）盤式制動器在固定的制動壓力下完全不失去初始性能汽車能全程保持一定的速度行駛。相反裝有鼓式制動器的汽車為保持速度須逐漸增加制動壓力。持續(xù)制動后在同等制動壓力下盤式制動器產(chǎn)生的制動力只是略有下降而鼓式制動器的制動力下降非常大這兩種制性動器的安全因數(shù)有著很大的差別。 (2) 結(jié)構(gòu)和成本：盤式制動器系統(tǒng)包括盤、襯墊、缸和卡鉗其零件數(shù)少于鼓式制動器系統(tǒng)同類車型相比其總成的總質(zhì)量比鼓式制動器低 18%。 盤式制動器總成可以作為一個完整

22、的部件送到車橋裝配線 。 此部件即包括了盤式制動器的所有零件。這樣就有一個特別的優(yōu)越性就是可以把所有機械功能預(yù)調(diào)好的、經(jīng)過試驗的裝置提供給用戶因而產(chǎn)品的責(zé)任有了明確規(guī)定。 (3) 維修保養(yǎng)：盤式制動器的整套操作機構(gòu)密封在外殼中經(jīng)潤滑以延長其壽命。所以盤式制動器幾乎是無需維修的維修主要是更換磨損零件即襯墊和盤。而且更換襯墊所需的時間也比更換鼓式制動器材套所需的時間少 80%。這意味著不僅可以節(jié)省維修成本還能大大縮短非運營時間。 (4) 電子制動控制系統(tǒng)（ EBS）：盤式制動器由于采 用簡單且相當(dāng)成熟的操作機構(gòu)因而具有特別高的效率。其提供的制動靈敏性使 EBS系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)一些強而有效的控制作用用以

23、縮短制動距離提高車輛的穩(wěn)定性和磨損率。盤式制動器在響應(yīng)方面的特性表現(xiàn)在每個車輪制動相差很小每個車軸的左右車輪之間的磨損分配均勻。 長期以來獨霸重卡汽車制動器領(lǐng)域的鼓式制動器 自從 1996年戴 克裝有Schmitz公司制造的盤式制動器的奔馳重卡（ Actros）貨車問世以來受到了嚴(yán)重的挑戰(zhàn)已面臨被淘汰的危險。盤式制動器以重量輕、磨損小、便于維修的特點聞名于世。為了降低自重和經(jīng)營成本盤式制動器不僅用于主 車的前、后橋上而且也裝配于掛車車橋。 2000年國外裝配盤式制功器的車橋已占到了所有車橋總成的一半以上。 盤式制動器經(jīng)過這幾年的不斷開發(fā)不斷改進發(fā)展非常迅猛。各大公司除在原有轎車用液壓盤式制動器

24、有較大的發(fā)展外更注重在中、重汽車領(lǐng)域開發(fā)氣壓盤式制動器。 1) 博世 (Bosch)公司制造出了 16、 17.5、 19.5、 22.5盤式制動器系列產(chǎn)品。 2) 世界著名的（ Wabco）制動器制造公司開發(fā)出了 19.5盤式制動器 PAN 19-1。 3) 瑞典著名哈蒂克斯（ Haldex）公司現(xiàn)已開發(fā)出了 17.5、 19.5和 22.5三種規(guī)格的盤式制動器奔馳公司的車橋也安裝了 Haldex公司的制動鉗。 畢業(yè)設(shè)計（論文） 5 4) 柯樂爾（ Knorr）公司研制出了 19.5、 22.5盤式制動器。還開發(fā)出了 種有齒的盤式制動器它是通過另 個有齒的裝置與輪轂連接這種帶齒的制動盤 2

25、001年初已批量生產(chǎn)提供給 DAF裝在新開發(fā)的 CF系列汽車上。 5) 德國 BPW還與 Knorr公司合作研制出新的 19.5、 22.5盤式制動器它的固定制動鉗是從側(cè)面用螺栓連接改變了一貫軸向用螺栓連接的方式。固定制動鉗螺栓采用全長螺紋。該盤式制動器重量減輕 8 10kg。 6) 阿文美馳公司制造出了 16、 17.5、 19.5、 22.5盤式制動器。 7) 盧卡斯（ Lucoss）制動器有限公司制造出了 15.5、 16、 17.5盤式制動器（該公司現(xiàn)已被 Wabco制動器制造公司購買）。 經(jīng)過幾十年來的發(fā)展生產(chǎn)氣（液）壓盤式制動器的技術(shù)目前已經(jīng)比較成熟形成了系列產(chǎn)品。例如：博世 (B

26、osch)公司、 Wabco制動器制造公司、阿文美馳公司等每年的產(chǎn)量都在 2050萬臺以上；在歐、美、日等發(fā)達國家已把盤式制動器作為標(biāo)準(zhǔn)件裝備在多級別的轎車、客車、中型、重型汽車上。我國在此 項目上起步較晚大部分是隨著歐系、日系轎車的引進而上馬的轎車、微型車用液壓盤式制動器各廠家產(chǎn)品單一配套市場狹窄。氣壓盤式制動器則大部分是在 19992002年間汽車熱中上馬的生產(chǎn)廠家國內(nèi)目前真正形成規(guī)?；a(chǎn)企業(yè)寥寥無幾如武漢元豐、淅江萬向、一汽四環(huán)等。但開發(fā)氣壓盤式制動器的熱火朝天的局面大有愈演愈烈的趨勢 。 1.5 目前制動器的發(fā)展現(xiàn)狀 張靜雙 4在基于汽車制動器設(shè)計專家系統(tǒng)的研究與開發(fā)一文中提出了在市

27、場競爭日益激烈的今天汽車零部件企業(yè)如果不能及時開發(fā)出自己的新產(chǎn)品以適應(yīng)市場的需求那將有被淘汰的危險。 為了提高產(chǎn)品設(shè)計質(zhì)量縮短產(chǎn)品開發(fā)周期節(jié)約生產(chǎn)成本增強企業(yè)的市場競爭力非常重要的一環(huán)就是大力改進企業(yè)的設(shè)計技術(shù)手段。先進的設(shè)計手段必須以先進的設(shè)計理念為前提。以目前正處于開發(fā)階段的基于知識工程（ KBEKnowledge Based Engineering）的設(shè)計方法來研究制動器的設(shè)計問題對推動相關(guān)汽車零部件產(chǎn)品采用更加先進的開發(fā)手段具有十分重要的意義。 該文詳細(xì)研究了專家系統(tǒng)和知識工程的相關(guān)理論研究整理了制動器設(shè)計領(lǐng)域中的許多設(shè)計知識和經(jīng)驗并將其應(yīng)用于具體的系統(tǒng)開發(fā)；分析了制動器主要尺寸參數(shù)對

28、制動器性能的 影響規(guī)律給出了制動器性能評價標(biāo)準(zhǔn)的一般預(yù)測公式；深入研究了在面向?qū)ο蟮沫h(huán)境下專家系統(tǒng)中知識表達的實用形式、知識庫的建立模式以及推理機制的具體實現(xiàn)方法；探討了 KBE 設(shè)計方法在專家系統(tǒng)中的具體實現(xiàn)方式；結(jié)合生產(chǎn)實際給出了產(chǎn)品 CAD/CAE 應(yīng)用的有效設(shè)計實例。 在此基礎(chǔ)上利用 Visual C+程序設(shè)計語言初步開發(fā)了一套汽車制動器設(shè)計畢業(yè)設(shè)計（論文） 6 專家系統(tǒng)（ BDES） 。 吳永海 5在 汽車液壓制動系設(shè)計計算系統(tǒng)的設(shè)計 中以南京躍進汽車集團的橫向課題 “轎車、中小型客車液壓制動系設(shè)計專家系統(tǒng) ”為背景以制動器為研究對象以 Pro ENGINEER 為 CAD 支撐軟件

29、采用 VB 語言開發(fā)了一套汽車制動器專用 CAD 系統(tǒng)；提出了制動器離散化方案構(gòu)建了參數(shù)化的制動器典型零部件三維圖形庫使用 Pro ENGINEER 實現(xiàn)三維實體造型以及尺寸與關(guān)系的參數(shù)化驅(qū)動；圖形庫系統(tǒng)采用參數(shù)化圖庫引用、管理機制并擁有一個開放的擴充接口；研究了 Pro ENGINEER 二次開發(fā)模塊 Pro Toolkit 解決了同步模式下定制程序界面的問題并實現(xiàn)與 Pro ENGINEER 的通信；建立了制動過程數(shù)學(xué)模型推導(dǎo)了制動方程式并給出相關(guān)解法編制了制動器數(shù)值仿真分析程序；構(gòu)建了制動器設(shè)計 資料庫 。 谷曼 6在文章汽車制動器 綜合制動性能實驗臺的設(shè)計 中提到汽車制動性能是確保車輛

30、行駛的主、被動安全性和提升車輛行駛動力性決定因素之一。確保汽車保持良好的制動性能是汽車設(shè)計制造廠家和用戶的重要任務(wù)。汽車制動效能、制動抗熱衰退性和制動時汽車的方向穩(wěn)定性是汽車制動性的三個重要評價指標(biāo)。制動效能是指汽車迅速降低行駛速度直至停車的能力 ， 是制動性能最基本的評價指標(biāo)。制動器是汽車制動系中用以產(chǎn)生阻礙車輛運動或運動趨勢的執(zhí)行器。汽車制動器總成制動性能試驗臺基本的評價指標(biāo)有 ： 制動距離、制動減速度、制動協(xié)調(diào)時間及制 動力。 此文以汽車制動器總成制動性能試驗臺測控系統(tǒng)為研究對象。首先 ， 分析了制動器的工作原理、分類、制動過程中制動器的受力分析以及制動性能檢測。然后 ， 根據(jù)試驗臺的機

31、械結(jié)構(gòu)和對測控系統(tǒng)的要求 ， 設(shè)計出制動器試驗臺的測控系統(tǒng)方案。重點介紹了測控系統(tǒng)的硬件設(shè)計、軟件設(shè)計、直流調(diào)速控制系統(tǒng)和控制方法 ， 實現(xiàn)了通過 PROFIBUSDP 總線組成一個基于WINCC 的主從站分布式控制系統(tǒng)。另外還對制動器試驗過程中兩大重要的測量項目 制動力和制動減速度進行數(shù)據(jù)分析和處理。最后 ， 該文對混合慣量模擬方法作了簡單介紹 ， 并對轉(zhuǎn)速控制方 式和轉(zhuǎn)矩控制方式下實現(xiàn)混合慣量模擬進行了簡單的闡述 。 武漢理工大學(xué)的 董士琦 7在 基于 ANSYS 的汽車制動盤模態(tài)分析 中提出制動器是汽車的重要安全部件之一 ， 其利用制動系統(tǒng)摩擦副產(chǎn)生的摩擦力實現(xiàn)汽車的行車制動、應(yīng)急制動和

32、駐車制動。該文利用 Matlab、 CATIA、 ANSYS 等設(shè)計軟件 ， 對制動器主要零部件制動盤進行了設(shè)計計算、參數(shù)化建模和有限元分析 ，獲得了尺寸參數(shù) ， 性能參數(shù)及有限元模型 ， 并對制動盤進行了模態(tài)分析?；旧辖⒘酥苿颖P的設(shè)計分析平臺。論文對當(dāng)今國內(nèi)外的制動器開發(fā)平臺的發(fā)展及應(yīng)用情況進行了介紹分析了 制動器平臺設(shè)計的意義和背景 ， 闡述了盤式制動器的基畢業(yè)設(shè)計（論文） 7 本工作原理和組成。并提出制動器數(shù)字化平臺的基本思想：利用現(xiàn)代 CAD/CAE方面的成果 ， 設(shè)計滿足盤式制動器尺寸設(shè)計、三維模型建立和有限元分析的一體化數(shù)字平臺 ， 得出相關(guān)的設(shè)計參數(shù)及分析結(jié)果。 對制動器系統(tǒng)

33、提出設(shè)計要求 ，制定基本的設(shè)計準(zhǔn)則。確定主要的制動器性能和尺寸參數(shù) ， 并根據(jù)理論計算公式 ，利用 Matlab 編寫計算程序 ， 實現(xiàn)制動器主要設(shè)計參數(shù)的設(shè)計計算。 分析對比傳統(tǒng) CAD 設(shè)計和參數(shù)化設(shè)計的優(yōu)缺點 ， 對參數(shù)化設(shè)計的基本步驟進行了說明。盤式制動器的零部件比較多 ， 但由于部 分零件為異形不規(guī)則結(jié)構(gòu) ， 并且需要定義的尺寸參數(shù)過多 ， 不便于進行參數(shù)化設(shè)計 。 陳 燕 8在課題汽車制動器底板拉延 成型 工藝 的改進 中研究了萬向錢潮 (桂林 )汽車底盤部件有限公司開發(fā)的汽車制動器底板 ， 該零件形狀復(fù)雜、變形程度大 ， 尺寸精度高 ， 沖壓成形難度大 ， 容易出現(xiàn)拉深斷裂或起皺

34、現(xiàn)象 ， 致使零件報廢。傳統(tǒng)的工藝和模具設(shè)計主要靠經(jīng)驗和模具的反復(fù)修改來完成 ， 生產(chǎn)效率低 ，浪費大量的人力、財力、物力以及時間。論文以基本形狀零件在拉延成形和脹形成形時的變形特點為基礎(chǔ) ， 分析汽車制動器底板在沖壓成形過程中的變形特點 ，并對其出現(xiàn)的破 裂、起皺等主要成形缺陷進行研究 ；通過板料成形數(shù)值模擬技術(shù)對原拉延工藝進行模擬 ， 針對模擬結(jié)果出現(xiàn)的開裂等成形缺陷問題進行工藝改進 ；同時 ， 還利用均勻設(shè)計與數(shù)值模擬相結(jié)合的優(yōu)化方法研究汽車制動器底板預(yù)成形壓邊圈錐角、預(yù)成形壓邊力、摩擦系數(shù)工藝參數(shù)對汽車制動器底板成形質(zhì)量的影響及優(yōu)化組合 ；最后通過試驗對汽車制動器底板成形的理論分析進行

35、驗證 ， 驗證結(jié)果表明改進后的工藝方案是合理、可行的。論文的工作解決了萬向錢潮 (桂林 )汽車底盤部件有限公司開發(fā)的汽車制動器底板原拉延工藝存在不足問題 ， 消除了開裂現(xiàn)象 ， 改善成形質(zhì)量 ， 降低生產(chǎn) 成本 ， 縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期 。 劉延安 9以大型礦用汽車制動器的發(fā)展一文介 紹了新的更加實用的制動規(guī)則 ， 并將它與當(dāng)前的要求進行了對比。報告了在 WABCO 170C Haulpak 卡車上 ， 對塊式制動器 (Shoebrake)進行的一系列制動性能試驗。試驗結(jié)果表明 ： 基于靜力矩而設(shè)計的制動系統(tǒng)是不可取的 ， 因為它對 10坡度是以在平直道路上作的等效停車試驗是不符合實際的 ， 并

36、且為了保證類似的瓦襯均具有較好的制動效果 ， 還須對它們進行試驗。文中還討論了塊式制動器、馬達圓盤制動器 (motor speed disc brake)及輪胎圓盤制動器 (wheel speed disc brake)的優(yōu)缺點 。 賴源生 ， 戴雄杰 10在課題汽車制動器摩擦副材料選擇性 配對問題的研究中指出汽車制動器摩擦副材料的配對一直是被忽視的一個問題。該文對汽車制動器廣泛使用的對偶材質(zhì)和新研制的四種對偶材質(zhì)分別與石棉、粉末冶金和半金屬摩擦片配對進行了試驗研究 ， 證實對偶材質(zhì)不僅影響它本身的摩擦磨損性能 ， 而且顯著地影響摩擦片的摩擦磨損性能 ， 理想的對偶能提高雙方的耐磨性和增大摩畢

37、業(yè)設(shè)計（論文） 8 擦系數(shù) ， 同時改善熱衰退性能 ， 使摩擦特性更加穩(wěn)定。摩擦片對其對偶具有選擇性配對的特性 ， 對三種摩擦片的對偶研制出較好的配對材料 。 鄧兆詳 ， 楊善臣 11在中汽車制動器三維參數(shù)化的設(shè)計技術(shù)分析一文中針對傳統(tǒng)汽車零部件設(shè)計方法的局限性 ， 提出了基于 “軟原型 ”的設(shè)計分析方法。通過開發(fā)一套專用的 CAD 系統(tǒng) 鼓式制動器設(shè)計分析系統(tǒng) ， 深入研究了“虛擬產(chǎn)品 ”設(shè)計方法和參數(shù)化建模技術(shù) ， 并在軟件的開發(fā)過程中 ， 提出了一些新的解決手段。該系統(tǒng)基于 VB 語言 ， 將數(shù)據(jù)庫、圖形庫與設(shè)計模塊結(jié)合在一起 ， 以特征參數(shù)的獲取為表征對象 ， 利用參數(shù)驅(qū)動建模 ， 實

38、現(xiàn)了設(shè)計與分析過程的有效銜接 ， 極大地提高了汽車制動器 設(shè)計效率 ， 縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期 。 張元濤，謝昭力，馮引安 12在 課題汽車制動器試驗制動管壓伺服系統(tǒng)建模與仿真指出汽車制動器試驗制動管壓伺服系統(tǒng)是一個電 -氣 -液非線性時變系統(tǒng) ， 是汽車制動器臺架試驗的重要內(nèi)容。在分析制動管壓伺服系統(tǒng)工作原理的基礎(chǔ)上 ， 建立制動管壓電 -氣 -液伺服系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型。為了實現(xiàn)制動管壓的快速和高精度伺服控制 ， 結(jié)合 PID 控制和模糊控制的優(yōu)點 ， 提出一種模糊 PID 復(fù)合控制器的設(shè)計方法 ， 并進行計算機仿真。 Matlab 仿真結(jié)果表明 ， 該控制器具有響應(yīng)快、超調(diào)小、適應(yīng)性好、魯棒性強等

39、優(yōu)點 ， 較好地滿 足了控制要求 。 寧曉斌，孟彬，王 磊 13在 重型汽車制動器虛擬樣機的建模與應(yīng)用為準(zhǔn)確計算重型汽車鼓式制動器的制動效能因數(shù) ， 采用三維 CAD 繪圖軟件Pro/ENGINEER、有限元軟件 ANSYS、多體動力學(xué)仿真軟件 MSC.ADAMS， 通過開發(fā)柔性體摩擦片與剛體制動蹄連接模塊、柔性體摩擦片與剛體制動鼓非線性接觸模塊 ， 建立了鼓式制動器的虛擬樣機模型。應(yīng)用鼓式制動器虛擬樣機模型 ，對北京首鋼重型汽車制造廠 32t 重型汽車的鼓式制動器進行仿真計算 ， 仿真得出的鼓式制動器的制動效能因數(shù) ， 與試驗測試結(jié)果基本相符 。 李紫輝，董 欣，房 長江 14在 課題基于

40、CAPP 的汽車制動器支架加工仿真設(shè)計中結(jié)合生產(chǎn)實際 ， 對汽車盤式制動器支架進行工藝分析確定其最終加工路線的基礎(chǔ)上 ， 采用 CAXA 實體設(shè)計軟件 ， 首次完成了工件、夾具、加工設(shè)備的實體造型設(shè)計 ， 并應(yīng)用該軟件的三維動畫功能 ， 實現(xiàn)了汽車盤式制動器支架三維實體虛擬機械加工過程的仿真設(shè)計 ， 可代替或大幅度減少試切加工 ， 為降低生產(chǎn)成本、提高產(chǎn)品質(zhì)量等方面提供了新途徑 。 楊麗英，李旗號，謝 鋒 15在 汽車制動器試驗臺飛輪組及其裝卸系統(tǒng)設(shè)計表達了為準(zhǔn)確、有效地檢測制動器綜合性能 ， 采用慣性飛輪對汽車 行駛慣量進行模擬 ， 模擬的慣量大小應(yīng)在一定范圍內(nèi)可調(diào)并達到相應(yīng)的精度要求。文章

41、嚴(yán)格參照國家制動器試驗標(biāo)準(zhǔn)和性能要求 ， 對汽車制動器性能試驗臺的飛輪組及其裝卸系統(tǒng)設(shè)計進行研究 ， 介紹了一種對飛輪組進行優(yōu)化重組的方法 ， 并對其裝卸系統(tǒng)畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 進行詳述。利用該系統(tǒng)能夠?qū)︼w輪組合進行調(diào)整 ， 以模擬各試驗所需的不同慣量。經(jīng)實際應(yīng)用驗證 ， 該系統(tǒng)能夠滿足試驗標(biāo)準(zhǔn)要求 ， 并且裝拆與調(diào)整便捷 。 杜家熙，沈宏，張 萬琴 16在 課題汽車制動器試驗臺的計算機建模及其仿真分析中以 Matlab 仿真軟件為平臺研究并建立了汽車制動器試驗臺計算機控制的積分方程模型、能量守恒模型、差分方程模型 ， 確定了每一離散時間段驅(qū)動電流與主軸力矩的關(guān)系。用曲邊梯形的面積代替積分的

42、思想進行了能量誤差分析 ， 設(shè)計了各種模型的計算機控制方法 ， 并根據(jù)風(fēng)阻和軸承摩擦以及其它阻力形式的消耗的影響 ， 對各控制模型進行了相應(yīng)的修正 ， 從而提高了計算機控制的精度 ， 為檢驗汽車制動器設(shè)計的優(yōu)劣和檢測制動器的綜合性能提供了有效的方法 。 趙凱輝，魏朗，余 強 17等 通 過發(fā)動機制動工況下汽車制動器摩擦性能分析一文建立了基于恒速制動車輛縱向力平衡方程、制動器耗散功率及其溫度變化微分方程、管路壓力調(diào) 節(jié)等子模型的恒速長下坡汽車制動器摩擦性能分析系統(tǒng)。以兩軸中型汽車為例 ， 對前后制動器在不同擋位發(fā)動機制動時的溫度、制動副摩擦因數(shù)、制動力分配及管路壓力變化進行了計算。結(jié)果表明 ，

43、在不影響車速情況下 ， 合理使用各擋發(fā)動機制動可改善汽車前、后制動器熱負(fù)荷 ， 減小或避免制動摩擦力矩?zé)崴ネ?， 保證汽車下長坡安全行駛 8。 姚冠新，夏園，魏龍 慶 18在 多纖維增強汽車制動器摩擦材料的摩擦磨損特性研究中提出為了解多纖維增強摩擦材料各組分在制動摩擦過程中所起的作用 ， 采用 XD-MS 定速式摩擦試驗機測定所制備的摩擦材料的摩擦磨損 性能 ， 通過掃描電鏡觀測在不同溫度下磨損后的表面形貌。結(jié)果表明 ： 摩擦材料的摩擦因數(shù)比較穩(wěn)定且在高溫時摩擦因數(shù)沒有顯著下降 ， 磨損率也在規(guī)定范圍內(nèi) ；摩擦材料在低溫下主要是磨粒磨損 ， 高溫下樹脂分解產(chǎn)生熱磨損 ， 同時伴隨著磨粒磨損和疲

44、勞磨損 。 陳立東，李樹珍，張立 山 19等 在課題載貨汽車制動器自動水冷系統(tǒng)的設(shè)計中為提高重型貨車制動器在山路和下長坡時制動安全性能 ， 設(shè)計了一種能自動檢測水位并能自動控制噴水時間的制動器自動控制水冷卻系統(tǒng)。該系統(tǒng)主要由噴水裝置、缺水報警系統(tǒng)和噴水量自動控制系統(tǒng)組成 ， 由單片機采集熱電偶溫度傳感器測定的制動器溫度并控制噴水時間 ， 能夠?qū)崿F(xiàn)缺水自動報警、均勻噴水和水量自動控制的功能。該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡便 ， 原理簡明易懂 ， 工作可靠 ， 能耗低、成本較低 。 王紅俠 ，姚冠 新 20在論 文纖維混雜增強汽車制動器摩擦材料的研究中研制了以芳綸漿粕、玻璃纖維、硅灰石纖維和鈦酸鉀晶須作為增強體的汽

45、車制動摩擦材料。利用定式速摩擦試驗機測試其摩擦磨損性能 ， 通過掃描電鏡對其在不同溫度下的磨損形貌進行了觀察和分析。結(jié)果表明 ： 含芳綸 3%、玻璃纖維 12%、畢業(yè)設(shè)計（論文） 10 硅灰石 12%、鈦酸鉀晶須 10%、改性樹脂 12%的摩擦材料具有優(yōu)異的摩擦磨損性能 ；摩擦材料在中高溫磨損主要是磨粒磨損和熱疲勞磨損 。 制動器的結(jié)構(gòu)與設(shè)計原則 11 第二章 制動器的結(jié)構(gòu)與設(shè)計原則 2.1 汽車制動系功用及分類 汽車制動系是制約汽車運動的裝置有三種基本方法 ： (1) 使汽車減速直至停止； (2) 使汽車下坡時不至超過一定速度； (3) 使汽車能可靠地停放在斜坡上 。 盤式制動器基本分為三類

46、： (1) 多片全盤式制動器； (2) 固定卡盤式制動器； (3) 浮動卡盤式制動器。 2.2 盤式制動器的分類與介紹 按摩擦副中固定元件結(jié)構(gòu)盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。按制動鉗結(jié)構(gòu)形式分鉗盤式制動器可分 為固定鉗盤式和浮鉗盤式。固定鉗盤式制動器結(jié)構(gòu)如圖2.1 和圖 2.2 所示浮鉗盤式制動器結(jié)構(gòu)如圖 2.3 所示。 畢業(yè)設(shè)計（論文） 12 I 圖 2.1 固定鉗盤式制動器 圖 2.2 固定鉗盤式制動器 II 輪轂 制動盤 制動鉗 車橋 活塞 制動鉗 制動盤 畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 圖 2.3 浮鉗盤式制動器 固定鉗盤式在汽車上用的最早（ 50 年代就開始使用）優(yōu)點是：除活塞和制動塊外無滑

47、動件這易保證鉗的剛度易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改進 也能適用分路系統(tǒng)的要求。 近年來由于汽車性能要求的提高固定鉗盤式的缺點暴露較明顯因而導(dǎo)致浮動鉗（特別是滑動鉗）的迅速發(fā)展。首先固定鉗至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側(cè)所以須有橫跨的內(nèi)部油道或外部油道來連通這就使制動器的徑向和軸向尺寸加大布置也較難；而浮動鉗的外側(cè)無油缸可將制動器進一步移進輪轂；其次在嚴(yán)酷的使用條件下固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管減少了受熱機會。所以制動溫度可以比固定鉗低 30 50 度又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一半造價大為降低 21。 全 盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均為圓盤形制

48、動時各盤摩擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器故又稱為離合器式制動器。用得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故多為油冷式結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。 浮鉗盤式制動器只在制動盤的一側(cè)裝油缸 ， 結(jié)構(gòu)簡單造價低廉 ， 易于布置結(jié)構(gòu)尺寸緊湊 ， 可以將制動器進一步移近輪轂 ， 同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動 ， 在兼 用于 行車和駐車制動的情況下不需要加設(shè)駐車制動鉗 ， 只需要在行車制動鉗液壓缸的附近加裝一些用于推動液壓缸活塞的駐車制動機械傳動零件即車橋 活塞 制動鉗 制動盤 畢業(yè)設(shè)計（論文） 14 可。浮動鉗由于沒有 跨越制動盤的油道或油管減少了受熱機會單側(cè)油缸又位于盤

49、的內(nèi)側(cè)受車輪遮蔽較少使冷卻條件較好另外單側(cè)油缸的活塞比兩側(cè)油缸的活塞要長也增大了油缸的散熱面積因此制動液溫度比用固定鉗時低 30 50 氣化的可能性較小。但由于制動鉗體是浮動的必須設(shè)法減少滑動處或擺動中心處的摩擦、磨損和 噪聲 22。 2.3 盤式制動器的結(jié)構(gòu)與工作原理 本次設(shè)計的轎車參考別克君威 GS2.0T 前輪 盤式制動器 它 采用單缸浮動鉗式結(jié)構(gòu) (圖 2.4)制動器由制動盤、制動鉗、車輪軸承及制動摩擦罩盤組成。浮鉗盤式制動鉗的工作原理：如 圖 2.4 和 2.5 所示： 制動鉗殼體 2 用螺栓 5 與支架 1 相連接 ,螺栓 5 兼作導(dǎo)向銷。支架 1 固定在前懸架焊接總成 (亦稱車輪

50、軸承殼體 )， 法蘭板上殼體 2 可沿導(dǎo)向銷與支架作軸向相對移動。支架固定在車軸上 ， 摩擦塊11 和 12 布置在制動盤 13 的兩側(cè)。制動分泵設(shè)在制動鉗內(nèi)。制動時，制動鉗內(nèi)油缸活塞 8 在液壓力作用下推動內(nèi)摩擦塊 12 壓靠到制動盤內(nèi)側(cè)表面作用于分泵底部的液壓力使制動鉗殼體在導(dǎo)向銷上移動推動外摩擦塊 11 壓向制動盤的外側(cè)表面。內(nèi)、外摩擦塊在液壓作用下將制動盤的兩側(cè)面緊緊夾住。由于制動盤是緊固在前輪轂上的因此實現(xiàn)了前輪的制動。 前制動器的制動間隙是 自動調(diào)節(jié)的。它是利用分泵活塞密封圈 4 的彈性變形來實現(xiàn)的。制動時橡膠密封圈變形制動一結(jié)束 ， 密封圈恢復(fù)原狀 ， 活塞在彈性作用下回到原位。

51、在制動盤和內(nèi)、外摩擦塊磨損后引起制動間隙變大超過活塞 8 的設(shè)定行程時 ， 活塞在制動液壓力作用下 ， 克服密封圈的摩擦阻力繼續(xù)向前移 ， 直到完全制動為止?；钊兔芊馊χg的相對位移補償了過量的間隙制動間隙 ， 一般單邊為 0.05-0.15 mm。內(nèi)、外摩擦塊的材料采用非石棉半金屬材料與鋼板牢牢粘在一起制成 的 23。 畢業(yè)設(shè)計（論文） 15 圖 2.4 別克君威 GS2.0T 型轎車浮鉗盤式制動器 1-支架 2-制動鉗 殼體 3-活塞防塵罩 4-活塞密封圈 5-螺栓 6-導(dǎo)套 7-導(dǎo)向防塵罩 8-活塞 9-止動彈簧 10-放氣螺栓 11-外摩擦塊 12-內(nèi)摩擦塊 13-制動盤 圖 2.5

52、 浮鉗 盤式制動器的作用原理 2.4 制動器設(shè)計的一般原則 汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力 強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)兩部分 組成 24。 畢業(yè)設(shè)計（論文） 16 為了使汽車制動性能更好的符合使用要求設(shè)計制動器時應(yīng)全面考慮以下問題。 2.4.1 制動效能 制動器在單位輸入壓力或力作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能。常用一種稱為制動器效能因素的無因次指標(biāo)進行評價。制動器效能因素定義為在制動鼓或盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比。 就鉗盤式制動器而言 如 圖 2.6 所示兩側(cè)制動塊尺寸對制動盤壓緊力 F0 制動盤之

53、間兩個作用半徑上所受摩擦力為ofFFf 22 此外 f為制動襯塊與制動盤之間的摩擦系數(shù)。所以鉗盤式制動器效能因素為： fFfFFFfkooo 22/2 / (2.1) 式中 k-制動器效能因素 Mu-制動力矩 F0-輸入力 顯然有 n 個旋轉(zhuǎn)制動盤的多片全盤效能因數(shù)為 nfk 2 2.4.2 制動效能穩(wěn)定性 制動效能穩(wěn)定性取決于 其效能因數(shù) k 對摩擦系數(shù) f 的敏感性（ dk/df）。而 f是一個不穩(wěn)定因數(shù)。影響摩擦系數(shù)的因數(shù)除摩擦副材料外主要是摩擦副表面溫度和水濕程度其中經(jīng)常起作用的是溫度因而制動器熱穩(wěn)定性尤為重要。從上面分析可知盤式制動器效能穩(wěn)定。 所以應(yīng)效能因數(shù) k 對 f 敏感性低的

54、制動型式還要摩擦材料有好的抗衰退性和恢復(fù)性還應(yīng)使制動盤（鼓）有足夠的熱容量及散熱能力。 2.4.3 制動間隙調(diào)整簡便性 制動間隙調(diào)整是汽車保養(yǎng)中較頻繁的作業(yè)之一所以選擇調(diào)整裝置的結(jié)構(gòu)形式和安裝位置須簡便所以最好用自動調(diào)整裝置。 2.4.4 制動器的尺寸及質(zhì)量 隨著 車速的提高行車穩(wěn)定性就很重要這就導(dǎo)致了輪胎尺寸要小 為保證足夠制動力矩往往制動器難以以在輪轂內(nèi)安裝這就要求設(shè)計若在小型化輕量化的前畢業(yè)設(shè)計（論文） 17 提下通過精心設(shè)計達到所需制動力矩。 圖 2.6 制動塊受力分析 2.4.5 噪音的減輕 制動噪聲大致分為兩種低頻（ 1 Hz以下）和高頻（ 1-11 kHz）。低頻主要是制動盤或鼓

55、共振所導(dǎo)致 25。 摩擦材料的摩擦特征性是主要影響因素輸入壓力溫度也有影響。在制動器設(shè)計中可用某些結(jié)構(gòu)消除特別是低頻噪聲不過應(yīng)注意到這些措施有可能導(dǎo)致制動力矩下降和踏板行程損失加大等副作用 26。 F0 F0 Ff 制動器設(shè)計 18 第三章 制動器設(shè)計 3.1 設(shè)計參數(shù) 本次設(shè)計的原始參數(shù)參考于別克君威 GS2.0T 型轎車。 整車質(zhì)量： 空載： 1650 kg 滿載： 2025 kg 質(zhì)心位置： 空載： a=L1=1094.8 mm b=L2=1642.2 mm 滿載： a=L1=1231.65 mm b=L2=1505.35 mm 質(zhì)心高度： 空載： hg=600 mm 滿載： hg=55

56、0 mm 軸 距： L=2737 mm 輪 距 ： 輪 距 1585/1587 mm（前 /后） 最高車速： 180 km/h 車輪工作半徑： 390 mm 輪轂尺寸： R17 97V 輪轂直徑： 431.8 mm 輪缸直徑： 54 mm 輪 胎： 225/55 3.2 盤式制動器主要元件 3.2.1 制動盤 盤式制動器的制動盤有兩個主要部分：輪轂和制動表面。輪轂是安裝車輪的部位內(nèi)裝有軸承。制動表面是制動盤兩側(cè)的加工表面。它被加工得很仔細(xì)為制動摩擦塊提供摩擦接觸面。整個制動盤一般由鑄鐵鑄成。鑄鐵能提供優(yōu)良的摩擦面。制動盤裝車輪的一側(cè)稱為外側(cè)另一側(cè)朝向車輪中心稱為內(nèi)側(cè)。 按輪轂結(jié)構(gòu)分類制動盤有兩

57、種常用型式。帶轂的制動盤有個整體式轂。在這種結(jié)構(gòu)中輪轂與制動盤的其余部分鑄成單體件。 另一種型式輪轂與盤側(cè)制成兩個獨立件。輪轂用軸承裝到車軸上。車輪凸耳螺栓通過輪轂再通過制動盤轂法蘭配裝。這種型式制動盤稱為無轂制動盤。這種型 式的優(yōu)點是制動盤便宜些。制動面磨損超過加工極限時能很容易更換。畢業(yè)設(shè)計（論文） 19 本設(shè)計采用的是第二種型式。 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成 ， 鉗盤式制動器用禮帽形結(jié)構(gòu)其圓柱部分長度取決與布置尺寸為了改善冷卻有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤可大大增加散熱面積但盤的整體厚度較大由于此次設(shè)計的車型屬于中級轎車所以設(shè)計時選擇帶有通風(fēng)口制動盤式設(shè)計方案。

58、制動盤用添加 CrNi 等的合金鑄鐵制成。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(fù)荷 27。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(fēng)槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積降低溫升約 20 30但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風(fēng)槽的轎車制動盤其厚度約在 l0 mm 13 mm 之間。本次設(shè)計采用的材料為 HT250。 制動盤的工作表面應(yīng)光潔平整制造時應(yīng)嚴(yán)格控制表面的跳動量兩側(cè)表面的平行度（厚度差）及制動盤的不平衡量。根據(jù)有關(guān)文獻規(guī)定：制動盤兩側(cè)表面不平行度不應(yīng)大于 0.08 mm， 盤的表面擺差不應(yīng)大于 0.1 mm；制動盤表面粗糙度不應(yīng)大于 0.06

59、 mm。 (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 受輪毅直徑的限制通常制動盤的直徑 D 選擇為輪毅直徑的 70% 79%， 總質(zhì)量大于 2 t 的車輛應(yīng)取其上限。通常制造商在保持有效的制動性能的情況下盡可能將零件做的小些輕些。輪輞直徑為 17 英寸又因為 M=2025 kg。 在本設(shè)計中 ， 制動盤直徑為： D=70% 79%Dr=0.79 17 25.4=301 341.122 mm 取 D=340 mm 根據(jù)尺寸所作三維圖如圖 3.1 所示。 圖 3.1 制動盤 畢業(yè)設(shè)計（論

60、文） 20 (2) 制動盤厚度 h 制動盤厚度 h 直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)量不致太大制動盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)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(fēng)散熱可以在制動盤的兩工作面之間鑄出通風(fēng)孔道。通風(fēng)的制動盤在兩個制動表面之間鑄有冷卻葉片 28。這種結(jié)構(gòu)使制動盤鑄件顯著的增加了冷卻面積。車輪轉(zhuǎn)動時盤內(nèi)扇形葉片的選擇了空氣循環(huán)有效的冷卻制動。通常實心制動盤厚度為 l0 mm 20 mm 具有通風(fēng)孔道的制動盤厚度取為 20 mm 50 mm 但多 采用 20mm 30mm。 在本設(shè)計中選用 通風(fēng)制動盤 式制動盤 h 取 22 mm。 圖形如如

61、圖 3.2 所示 圖 3.2 制動盤 (3) 摩擦襯塊外半徑 R2 與內(nèi)半徑 R1 推薦摩擦襯塊外半徑 R2 與內(nèi)半徑 R1 的比值不大于 1.5。若比值偏大工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多磨損不均勻接觸面積減少最終將導(dǎo)致制動力矩變化大。 在本設(shè)計中取外半徑為 R2=165 mm 5.112 RR， 則內(nèi)半徑 R1=110 mm。 (4) 內(nèi)通軸直徑 初選為 65 mm (5) 摩擦襯 塊工作面積 A 摩擦襯塊單位面積占有的車輛質(zhì)量在 1.6 kg/ 2cm 3.5 kg/ 2cm 范圍內(nèi)選取故摩擦襯塊的工作面積為 72.32 2cm A158.2 2cm 。 在本設(shè)計中取襯塊的夾角 為

62、 70。摩擦襯塊的工作面積 A： 6.3 6 9 6 82360702)( 2122 RRA mm2 A 取 369 3.2.2 制動塊 畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成兩者直接壓嵌在一起?；钊麘?yīng)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。許多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片。 初選摩擦片厚度為 10 mm。所作三維圖如圖 3.3 所示。 圖 3.3 制動塊 3.2.3 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 KT H37012 或球 墨鑄鐵 QT40018 制造制動鉗體應(yīng)有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸也有將單獨制

63、造的油缸裝嵌入鉗體中的。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。有的活塞的開口端部切成階梯狀形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當(dāng)制動鉗體由鋁合金制造時減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此應(yīng)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。制動鉗體形態(tài)如圖 3.4 和 3.5 所示。 圖 3.4 制動鉗體 a 畢業(yè)設(shè)計（論文） 22 圖 3.5 制動鉗體 b 3.2.4 襯塊報警裝置設(shè)計 此次設(shè)計的襯塊報警 裝置采用單觸點式報警系統(tǒng)，摩擦片 的 最大磨損厚度為7 mm 當(dāng)摩擦片大于

64、7 mm 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 29。 3.2.5 摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)抗熱衰退性能好不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)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(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕稇?yīng)盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。本次選取以是棉纖維為 主并與樹脂粘結(jié)劑調(diào)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(shù)的穩(wěn)定值約為 0.3 0.5 少數(shù)可達 0.7。設(shè)計計算制動器時一般取 0.3 0.35。選用摩擦材料時應(yīng)注意一般

65、說來摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨 性愈差 30。 初選時摩擦系數(shù)選擇為 f=0.3。 3.2.6 制動器間隙及調(diào)整 制動鼓與摩擦襯片之間或制動盤與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙以保證制動鼓 (制動盤 )能自由轉(zhuǎn)動。一般鼓式制動器的設(shè)定間隙為 0.20.5 mm；盤式制動器的為 0.1 0.3 mm（單側(cè) 0.05 mm 0.15 mm）。此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形因此制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 來確定。在本設(shè)計中：盤式制動器取間隙為 0.2 mm。 另外制動器在工作過程中會由

66、于摩擦襯片或摩擦襯塊的磨損而使間隙加大因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整裝置。當(dāng)前盤式制動器的間隙調(diào)整均已自動化鼓式制動器采用間隙自動調(diào)整裝置的也日益增多。 盤式制動器工作間隙的調(diào)整鉗盤式制動器不僅制動間隙小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(diào)準(zhǔn)式間隙自調(diào)裝置。最簡單且常用的結(jié)構(gòu)是在缸體和活塞之間裝一個兼起復(fù)位和間隙自調(diào)作用的帶有斜角的橡膠密封圈制動時密封圈的刃邊是在活塞給予的摩擦力的作用下產(chǎn)生彈性變形與極限摩擦力對應(yīng)的密封圈變形量即等于設(shè)定的制動間隙。當(dāng)襯塊磨損而導(dǎo)致所需的活塞行程增大時在密封圈達到極限變形之后活塞與密封圈之間這一不可恢復(fù)的相對位移便補償了這一過 量間隙

67、31。 解除制動后活塞在彈力作用下退回直到密封圈的變形完全消失為止這時摩擦快與制動盤之間重新回復(fù)到設(shè)定間隙 。 3.3 制動器制動力分配分析 對于一般汽車而言根 據(jù)其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數(shù)和坡度等因素當(dāng)制動器制動力足夠時制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況： (1) 前輪先抱死拖滑然后后輪抱死拖滑。 (2) 后輪先抱死拖滑然后前輪抱死拖滑。 (3) 前、后輪同時抱死拖滑。 所以前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度是設(shè)計汽車制動系必須妥善處理的問題。 3.4 同步附著系數(shù)的選取 通過對汽車的受力分析可知制動時前后輪同時抱死對附著條件的利用制動時

68、汽車的方向穩(wěn)定性等均有利此時的前后輪制動器制動力 Fu1 和 Fu2 的關(guān)系曲線稱 為理想的前后輪制動器制動力分配曲線。 在任何附著系數(shù) 的路面上前后輪同時抱死的條件是：前后輪制動器制動力之和等于附著力；并且前后輪制動器制動力分別等于各自的附著力即： Fu1+Fu2= G (3.1) Fu1= Fz1 (3.2) Fu2= Fz2 (3.3) 畢業(yè)設(shè)計（論文） 24 圖 3.6 受力分析圖 查表得空載時前軸載荷占車重的 60%后軸占 40%滿載時前軸載荷占車重的 55%后軸占 45% 由力矩平衡知 0MA (3.4) 其中： G 重力 Fu1， Fu2前后制動力 Fz1， Fz2地面對前后輪法

69、向反作用力 前后制動器的理想制動力的分配關(guān)系式為 1122 2/421 uggugu FHGbHGLFHbGF (3.5) 其中 L軸距 ； a汽車質(zhì)心距前軸距離 ； b汽車質(zhì)心距后軸距離 附著系數(shù) 現(xiàn)在不少汽車的前后制動器制動力之比為一固定值常用前制動力與總制動力之比來表明分配比例稱為制 動器動力分配系數(shù)用 表示即： uu FF /1 (3.6) 式中 Fu汽車制動器總制動力所以 Fu1/Fu2=（ 1-） / (3.7) 若用 Fu2=（ Fu1） 為一直線通過坐標(biāo)原點且其斜率為： /1tg (3.8) 將 (3-4)代入 (3-6 得 ) LhL g02 因為所設(shè)計的轎車制動器為輕型轎車

70、的盤式制動器而現(xiàn)代轎車的行使?fàn)顩r較好特別是高級公路的高速要求同步附著系數(shù)可選大些在此選取 0 =0.7 由于已畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 經(jīng)確定同步附著系數(shù) 代入數(shù)據(jù)得 分配系數(shù) =0.691 所以 ： =Fu1/Fu=0.691 (3.9) Fu=Fu1+Fu2 (3.10) Fu1+Fu2= G Fu1+Fu2=0.7 2025 9.8=13891.5 N (3.11) 由 (3.7、 9、 10、 11)得 Fu1=4486.3 N Fu2=9405.2 N 3 5 制動器效能因數(shù) 制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能因數(shù)（ BEF）來表示其效能 因數(shù)為 k=2f。

71、 f-制動襯塊實際上是增益系數(shù)。有如前節(jié)的分析所知： 在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩取 f=0.3 可使得結(jié)果接近 實際。 k=0.6 3 6 制動器制動力矩的計算 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩： eg rqhLLGM )( 1m a x2 (3.12) 式中： ：該車所能遇到的最大附著系數(shù)； q：制動強度； er ： 車輪有效半徑 ； max2M：后軸最大制動力矩； G：汽車滿載質(zhì)量； L：汽車軸距； 其中 q=ghaa )( 0 =55.0)7.075.0(0948.1 75.00948.1 =0.73 (3.13)故后軸max2M= 2159.075.0)55.

72、073.023165.1(737.220250 =994.5 Nm 后輪的制動力矩為 994.5/2=497.2 Nm 前軸max1M= Tmax1f=max21 fT =0.732/(1-0.732) 994.5=2716.3 Nm (3.14) 前輪的制動力矩為 2716.3/2=1358.15 Nm 畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 3.7 制動系統(tǒng)性能要求 對制動系統(tǒng)的要求有： 足夠的制動能力包括行車制動和駐車制動； 行車制動至少有兩套獨立的驅(qū)動器的管路；用任意制動速度制動汽車都不應(yīng)喪失操縱穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性； 防止水和污泥進入制動器工作表面； 要求制動能力的熱穩(wěn)定性好；操縱輕便。 3 7 1

73、制動時汽車的方向穩(wěn)定性的要求 制動時汽車的方向穩(wěn)定性常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側(cè)滑或失去轉(zhuǎn)向能力。則汽車將偏離原來的路徑。 制動過程中汽車維持直線行駛或按預(yù)定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制 動跑偏、后軸側(cè)滑或前輪失去轉(zhuǎn)向能力 三種情況 32。 制動時發(fā)生跑偏、側(cè)滑或失去轉(zhuǎn)向能力時汽車將偏離給定的行駛路徑。因此常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性對制動距離和制動減速度兩指標(biāo)測試時都要求了其試驗通道的寬度。方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側(cè)滑以及失去轉(zhuǎn)向能力等方面考驗。 制動跑偏的原因有兩個 ： (1) 汽車左右車輪特別是轉(zhuǎn)向

74、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)上的不協(xié)調(diào)（互相干涉） 前者是由于制動調(diào)整誤差造成的是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性 誤差。 側(cè)滑是指汽車制動時某一 軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象 33。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側(cè)滑。防止后軸發(fā)生側(cè)滑應(yīng)使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死 34。 3 7 2 制動減速度 j 的要求 制動系的作用效果可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。 假設(shè)汽車是在水平的堅硬的道路上行駛并且不考慮路面附著條件因此制動力是由制動器產(chǎn)生。此時 )/(8.1e mrMj 總 (3.15) 式中 總M 汽車前、后

75、輪制動力矩的總合。 總M = 21 uu MM =2716.3+994.5=3710.8 Nm er =431.8 mm=0.432 m m汽車總重 m=2025 kg 代入數(shù)據(jù)得 j=7.6 m/s2 畢業(yè)設(shè)計（論文） 27 轎車制動減速度應(yīng)在大于 5 m/s2 ， 所以符合要求。 3 7 3 制動距離 S 的要求 在勻減速度制動時制動距離 S 為 S=1/3.6（ t1+ t2/2） V+ V2/(25.92j) (3.16) 式中 t1消除制動盤與襯塊間隙時間 ， 取 0.1 s t2制動力增長過程所需時間 ， 取 0.2 s V=30 km/h 故 S=1/3.6（ 0.1+ 0.2/

76、2） 30+ 302 /(25.927.6)=5.82 m 轎車的最大制動距離為： ST=0.1V+V2 /150 ST=0.1 30+302 /150=9 m SST 所以符合要求 。 3 7 4 制動力矩的要求 設(shè)計的制動器的制動力矩應(yīng)足夠滿足其實際所需的力矩。 3 7 5 對車輪制動器的比能量耗散率的要求 輕型轎車制動減速度取 g6.0 ， 此時比能量耗散率不得大于 6.0 w/mm2。 3 7 6 對比摩擦力的要求 根據(jù)有關(guān)文獻規(guī)定對鼓式制動器而言在 gj 6.0 時 2/48.0 mmnfo 但對盤式制動器而言可取大些 。 3 7 7 對熱流密度的要求 熱流密度一般不能大于 41 c

77、al/cm2 防止制動盤出現(xiàn)熱裂紋。 3 7 8 對襯塊吸收功率pq的要求 pq應(yīng)小于 1.85 kw/h 防止制動盤出現(xiàn)熱衰退。 3 7. 9 對平均摩擦力 fmp的要求 畢業(yè)設(shè)計（論文） 28 f pm 的值不能大于 2480 Kpa 防止出現(xiàn)過大摩擦。 3 7 10 行車制動至少有兩套獨立的驅(qū)動器的管路 當(dāng)其中一套失效時另一套應(yīng)保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的30%另外汽車裝有行車和駐車制動裝置。本設(shè)計采用交叉型雙回路制動系統(tǒng)。它結(jié)構(gòu)簡單當(dāng)行車制動時任一回路失效時剩余的總 制動力都能保證正常值的 50%但是一旦某一管路損壞成制 動力不對稱此時前輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動使汽車

78、喪失穩(wěn)定性 35。 因此這種方案適用于主銷偏移距為負(fù)值（ 達 20 mm）的汽車上這時不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動改善了汽車的穩(wěn)定性。 3 7 11 防止水和污泥進入制動器工作表面 工作表面受水污泥污染后會使制動能力降低并加速工作面磨損。鼓式制動器能較好的防止泥土直接進入制動器通常不要求采取特殊措施。若后輪用盤式制動器在泥濘道 路上行車時易濺起泥土對此應(yīng)防范。常用的防范措施是增加隔泥板 . 制動器表面浸水后將 會因 水的潤滑作用使摩擦系數(shù)下降而造成水衰退出水后需要反復(fù)制動若干次才能恢復(fù) 36。 3 7 12 要求制動能力的熱穩(wěn)定性好 汽車下長坡連續(xù)和緩制動都可能由于制動器溫度過高而導(dǎo)致摩擦系數(shù)

79、降低這稱為熱衰退。制動器衰退后經(jīng)過一段時間制動的緩和由于溫度下降和摩擦材料表面得到磨合其制動能力可從新恢復(fù)。 3 7 13 操縱輕便 緊急制動只占制動總數(shù)的（ 5 10） %最大制動踏板力只允許比離合器踏板大。最大踏板力一般為 500 N（轎車） 700 N（貨車）。手柄拉力在應(yīng)急制動時以不大于 400 500 N 為宜；駐車制動不應(yīng) 大于 500 N（轎車） 700 N（貨車）。 3 7 14 緊急制動時踏板力的計算 踏板力： 1p21k1pd4 20p F (3.17) 其中：操縱機構(gòu)傳動比 74ip 取 5ip 畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 制動主缸直徑 d0=28 mm 總管路中油壓 p 1

80、0.82 MPa 真空助力器的增力倍數(shù) k 46 取 k 5。 效率 0.82 0.86 取 0.84 則 82.39472.22684.0 174 1511082.10)028.0(4 62 PF N 可見踏板力符合法律要求（ 350550 范圍）。符合法律的要求。而且操縱較為輕便。 3 7 15 制動踏板行程的計算 制動踏板工作行程 02010 pp iS (3.18) 其中： pi （操縱機構(gòu)傳 動比）取 4 7；主缸活塞行程： Sa=（ 0.8 1.2） d0 依機械設(shè)計手冊（五）。第七章液壓缸。表 37.7 3.取 Sa=25 mm； 主缸推桿與活塞間隙： 010.2 mm； 主缸活

81、塞空行程： 022 mm； 則得制動踏板行程為（ 4 7） （ 25 mm+0.2 mm+2 mm） =108.8 190.4 mm 法規(guī)要求不大于 150 200 mm 故符合法規(guī)要求。 3 7 16 其他 作用滯后性包括產(chǎn)生制動和解除制動的滯后時間應(yīng)盡可能短。一旦牽引車或轎車之間的連接制動管路損壞牽引車應(yīng)有壓縮空氣進一步漏失的裝置。在行使過程中若牽引機構(gòu)脫開列車之間的制動管路應(yīng)立即斷氣而且掛車應(yīng)能自動停駐。 為提高汽車列車的制動穩(wěn)定性除保證列車各軸有正確的制動力分配線還應(yīng)注意掛車之間各軸制動起作用的時間尤其是主掛車之間制動開始時間的協(xié)調(diào)。 當(dāng)制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā) 生故障并使其基本功能遭

82、到破壞時汽車制動系應(yīng)裝有音響或光信等報 警裝置 37。 3 8 摩擦襯片的磨損特性 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質(zhì)表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。畢業(yè)設(shè)計（論文） 30 此時由于在短時間內(nèi)制動摩擦產(chǎn)生的熱量來不及逸散到大氣中致使制動器溫 度升高。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴(yán)重。 (

83、1)比能量耗散率 比能量耗散又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量 38。 雙軸汽車的單個前輪制動器的比能量耗散率為 14/22211 tAvvme a (3.19) jvvt /21 (3.20) 式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) =1； ma汽車總質(zhì)量； v1、 v2 汽車制動初速度與終速度。計算時轎車取 v1= 27.8 m/s， v2=0 j 制動減速度計算時取 j =0.6g； t 制動時間按下式計算 sgj vvt 6.46.0 8.2721 A1前制動襯片的摩擦面積； 制動分配系數(shù)。 則 732.03 6 9 0 06.4228.271650221 2121

84、1 tAvme a =1.37 2w/mm 轎車盤式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于 6.0 w/mm2。比能量耗散率過高不僅會加速制動襯片 (襯塊 )的磨損而且可能引 起制動鼓或盤的龜裂 27。 (2) 比滑磨功 Lf 磨損和熱的性能指標(biāo)可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功（設(shè)車輛的動能都消耗在制動器的滑磨功上）即比滑磨功 Lf來衡量： 2 2 m ax faaf LAvmL (3.21) 式中： ma：汽車總質(zhì)量； A ：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積 初選 A1=370 2cm A 21 22 AA 2cm = 23693702 =1478 cm2 ； v

85、amax =180 km/h=50 m/s； 畢業(yè)設(shè)計（論文） 31 fL：許用比滑磨功轎車取 1000 J/cm2 1500 J/ cm2 Lf=14782 5016502 =1395.5 J/cm2 屬于 1000 J/ cm2 1500 J/ cm2 的范圍內(nèi) 故符合要求。 校核 32 第四章 校核 4.1 制動器的熱容量和溫升的核算 應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： Ltcmcmhhdd )( (4.1) 式中 ：dm制動盤的總質(zhì)量；初選dm=20 kg hm與制動盤相連的受熱金屬件 (如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗 體等 )的總質(zhì)量；初選hm=30 kg dc制動盤材料的比熱

86、容對鑄鐵dc=482 J (kgK)對鋁合金 c=880 J (kgK)；dc=482 J/(kgK) hc與制動盤相連的受熱金屬件的比熱容；hc=482 J/ (kgK) t 制動鼓 (盤 )的溫升 (一次由 av =20 km/h到完全停車的強烈制動初選t =14 溫升不應(yīng)超過 15 )； 337400143048220482)( tcmcm hhdd J L滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能因制動過程迅速可以認(rèn)為制動生成的熱能全部為前、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 221 aavmL (4.2) )1(222 aa vmL (4.3) 式中 am滿載汽車總質(zhì)

87、量；am=2025 kg av汽車制動時的初速度可取 va =20 m/s； 汽車制動器制動力分配系數(shù) =0.732 221 aa vmL = 2964602 732.0202025 2 J 而 337400 296460 符合要求 所以制動器的熱容量與升溫符合要求 。 4.2 制動器的調(diào)試 4.2.1 制動盤的技術(shù)要求畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 (1) 制動塊接觸面上須清潔干燥在裝配、運輸過程中不得粘有油污。 (2) 制動盤裝上整車后上緊輻板螺栓后上緊力矩 70 80 Nm。 制動盤兩摩擦表面的擺動量不大于 0.10。 (3) 制動盤材料： HT250 GB9439-88。 4.2.2 制動鉗技

88、術(shù)總成要求 (1) 裝配前零部件應(yīng)洗凈吹干橡膠件應(yīng)使用對其不產(chǎn)生腐蝕作用的清洗劑嚴(yán)禁使用礦物油裝配中缸體內(nèi)不得混入雜物。 (2) 裝配活塞、密封圈前在鉗體內(nèi)孔及活塞上涂以規(guī)定的制動液以防止損傷工作面。裝 配活塞 防塵罩 前在 其內(nèi)側(cè) 雙環(huán)狀 處涂以 適量的 7502 號硅脂（ ZBE40002-86）?；钊芊馊τ孟鹉z潤滑脂在 70 C 溫度下浸漬 12小時裝配時全部涂上橡膠潤滑脂 GZ85011。裝配活塞時必須注意活 塞密封圈不允許強行裝入應(yīng)用手將活塞緩緩?fù)迫脬Q體缸孔內(nèi)。 (3) 裝配軸銷與支架及軸銷套時配合面應(yīng)涂橡膠潤滑脂 GZ85011軸銷套內(nèi)部及密封處亦應(yīng)涂橡膠潤滑脂 GZ85011。

89、 (4) 性能要求 ： 制動鉗總成應(yīng)符合 GB/T592-1999的規(guī)定。 (5) 制動鉗進油口螺紋規(guī)格為 M101-6h。 (6) 制動鉗總成及制動盤裝配后在制動鉗總成中建立 10 MPa的夜壓然后解除壓力旋轉(zhuǎn)制動盤 5圈。用厚薄規(guī)檢驗兩制動蹄片與制動盤的間隙間隙的和應(yīng)在；0.10 mm 0.25 mm之間。同時檢查制動盤拖滯扭矩 5 Nm。 (7) 同臺車左 /右制動鉗總成中應(yīng)裝配同一生產(chǎn)廠家的制動蹄片。 (8) 制動鉗總成中制動蹄片應(yīng)符合 GB5763-1998汽車用制動器襯片的規(guī)定。 4.2.3 前輪輪轂總成技術(shù)要求 (1) 前輪輪轂材料； 40 Cr。 (2) 前輪輪轂軸承試驗條件應(yīng)

90、為： F1=2955 N（恒定） F2=591 N（交變）作用下疲勞耐久試驗相當(dāng)于 10萬公里疲勞耐久試驗后軸承不能有燒傷、卡滯、損壞等異?，F(xiàn)象。軸承在試驗過程中溫升不超過 232 C 。 (3) 輪轂軸承油封耐久性試驗：泥水 應(yīng)符合 JISZ8901 8級混合比 5%向油封噴泥水 1小時轉(zhuǎn)速 300 r/min停止噴泥水 1小時轉(zhuǎn)速 1000 r/min溫度：室溫。試驗 100小時后不應(yīng)有泥水通過油封進入軸承。 (4) 軸向游隙： 0.01 mm 0.025 mm。軸承內(nèi)預(yù)先填充適量油脂。油脂性能應(yīng)滿足輪轂軸承試驗條件的要求。 畢業(yè)設(shè)計（論文） 34 (5) 輻板螺栓應(yīng)壓入到位壓入后在 15

91、0 Nm扭矩作用下不能轉(zhuǎn)動。 (6) 輻板螺栓材料： 35CrMo 機械性能等級： 9.8 級。 100%磁力探傷無裂紋探后退磁處理 。 最后由計算分析所得結(jié)果繪制出盤式制動器總成裝配圖 如圖 4.1 所示 圖 4.1 盤式制動器總成裝配圖 結(jié)論 35 結(jié)論 本次設(shè)計的 是 轎車前輪盤式制動器 ， 由于盤式制動器它的熱熱穩(wěn)定性與水穩(wěn)定性 較 好 ， 所以在當(dāng)前與不久的將來將會有 更 好的發(fā)展與應(yīng)用 ， 比起現(xiàn)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幾率。 在本次設(shè)計中借鑒參考了一些國外的先進的盤式制動器

92、的設(shè)計理念。通過對轎車制動系統(tǒng)的主要參數(shù)進行分析 ， 確定了前輪為浮鉗盤式制動器 ， 并進行了結(jié)構(gòu)分析及設(shè)計計算 ， 并繪制出了前輪制動器裝配圖、 制動盤的零件圖相關(guān)評價指標(biāo)也完全符合。最后設(shè)計的轎車制動器基本達到了預(yù)期的目標(biāo)。 但是由于能力有限設(shè)計中 還 存在一些不足和需要改進的地方。 此次設(shè)計的盤式制動器還有待解決的問題： 由于個人能力有限 ， 對盤式制動器的外形設(shè)計有待進一步改進 對于制動器和汽車 整體的布局 方面 可能 存在問題 。在制動器的外形美觀方面有所欠缺。 此次設(shè)計的轎車前輪盤式制動器可以更好的提高駕駛者的安全性。減少由于制動器失效所帶來的交通事故更好地滿足安全駕駛的需要。 參

93、考文獻 36 參考文獻 1余志生 .汽車?yán)碚?M.北京 :機械工業(yè)出版社 ， 2000 2陳家瑞 .汽車構(gòu)造 M.機械工業(yè)出版社 .2004 3劉惟信 .機械最優(yōu)化設(shè)計 M.清華大學(xué)出版社 .1994 4 張靜雙 ,吳永梅 ,巍義等 .汽車制動器設(shè)計專家系統(tǒng)的研究與開發(fā) J.中國學(xué)術(shù)期刊 .2004,26(5):20-24 5吳永海 .汽車液壓制動系設(shè)計計算系統(tǒng)的設(shè)計 J.機床與液壓 ,2007.35（ 12） :15-18 6谷曼 .汽車制動器綜合制動性能實驗臺的設(shè)計 J.機械制造 ,2008,46（ 528） :14-17 7董士琦 .基于 ANSYS 的汽車制動盤模態(tài)分析 J.科技風(fēng) ,

94、 2010,8 8陳燕 .汽車制動器底板拉延成型工藝的改進 J.磨具工業(yè) ,1989,6 9劉延安 .大型礦用汽車制動器的發(fā)展 J.國外金屬礦采礦 ,1981,10 10賴源生 ,戴雄杰 .汽車制動器摩擦副材料選擇性配對問題的研究 J.機械開發(fā) 1987,3 11鄧兆詳 ,楊善臣 .汽車制動器三維參數(shù)化的設(shè)計技術(shù)分析 J.重慶大學(xué)學(xué)報 ,2003,26（ 5） 12張元濤 ,謝昭力 ,馮引安 .汽車制動器試驗制動管壓伺服系統(tǒng)建模與仿真 J.現(xiàn)代制造工程 ,2006,11 13寧曉斌 ,孟彬 ,王磊 .重型汽車制動器 虛擬樣機的建模與應(yīng)用 J.系統(tǒng)仿真學(xué)報 ,2006,18（ 8） 14李紫輝

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98、.長春 :吉林工業(yè)大學(xué)出版社 1994 27黃聲顯 .重型汽車制動系 M.北京 :人民交通出版社 1987 28關(guān)文達 .汽車構(gòu)造 .第二版 M.北京 : 機械工業(yè)出版社 ， 2004 29吳宗澤 .機械零件設(shè)計手冊 . 第 1 版 M.北京 :機械工業(yè)出版社 ， 2004 30汽車的制動性能 M .北京 :清華大學(xué)出版社 ,2004 31 林秉華 .最新汽車設(shè)計實用手冊 M.黑龍江人民出版社 .2002 32V. Sergienko,M.Tseluev Effect of operation parameters on thermal loading of wet brake discsJ.

99、Part 1. Problem formulation and methods of study Journal of Friction and Wear 33龍振宇 .機械設(shè)計 M.北京 :機械工業(yè) 出版社 ,2002 34 吳宗澤 ,羅圣國 .機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 M.北京 :高等教育出版社 ,2006 清華大學(xué)教研組 . 35 孟少農(nóng) .汽車設(shè)計方法論 M.機械工業(yè)出版社 ,1992 36劉惟信 .汽車設(shè)計 M.北京 :清華大學(xué)出版社 ,2001 37程軍 .汽車防抱死制動系統(tǒng)的理論與實踐 M.北京 :北京理工大學(xué)出版社 ,1999 38魯?shù)婪?.汽車制動系的分析和設(shè)計 M.北京 :機械

100、工業(yè)出版社 ,1985 致謝 38 致謝 本次畢業(yè)設(shè)計可以說是大學(xué)期間的最后一次學(xué)習(xí) ， 也是最為系統(tǒng)的一次學(xué)習(xí) ， 更多的可以說是一 次探索和嘗試在摸索中學(xué)到了許多有價值的實用的知識。比如說如何查閱相關(guān)資料設(shè)計一個常見的機械部件的程序 及 其步驟 ， 一個正規(guī)的論文的格式是怎樣的 ， 特別是 SolidWorks 三維軟件作圖技巧的學(xué)習(xí)與掌握在作圖期間可以掌握大量的機械結(jié)構(gòu)的相關(guān)知識通過不斷的練習(xí)使自己信心倍增。 在次我要特別感謝的是我的指導(dǎo)老師 程 老師 ， 在整個設(shè)計過程中他始終關(guān)心著我的工作的進程 ， 并給予大量細(xì)心的指導(dǎo)使我的設(shè)計得以順利進行并從中汲取許多有用的知識收獲是巨大的。因此

101、我要向程老師表示最誠摯的謝意。 畢業(yè)設(shè)計（論文） 獨創(chuàng)性 聲明 39 畢業(yè) 設(shè)計（論文）獨創(chuàng)性聲明 秉承學(xué)校嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膶W(xué)風(fēng)與優(yōu)良的科學(xué)道德本人聲明所呈交的畢業(yè)設(shè)計（論文）事我個人在導(dǎo)師指導(dǎo)下進行的研究工作及取得的研究成果。盡我所知除了文中特別加以標(biāo)注和致謝的地方外畢業(yè)設(shè)計（論文）中不包含其他人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的成果不包含他人已申請學(xué)位或其他用途使用過的成果。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了致謝。 畢業(yè)設(shè)計（論文）與資料若有不實之處本人承擔(dān)一切相關(guān)責(zé)任。 畢業(yè)設(shè)計（論文）作者簽名： 指導(dǎo)教師簽名： 日期： 附錄 40 附 錄 1 制動 器裝配圖如下 總圖（ 1） 總圖（ 2） 附錄 41 總圖（ 3） 2 制動器各零件圖如下 （ 1） 制動盤 附錄 42 （ 2） 制動鉗體 （ 3）支架 （ 4）制動片 （ 5）活塞 附錄 43 （ 6）導(dǎo)向銷 3、制動器爆炸圖如下 爆炸圖（ 1） 爆炸圖（ 2） 附錄 44 爆炸圖（ 3） 爆炸圖（ 4）