浮动钳通风盘式前制动器.doc

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1、专业综合训练说明书题目： 浮动钳通风盘式前制动器 学院(系）： 年级专业： 学号： 学生姓名： 指导教师： 专业综合训练任务书院（系）：车辆与能源学院基层教学单位：车辆与交通运输工程系学 号学生姓名专业（班级）题 目浮动钳通风盘式前制动器训练 内 容 和 目 的1、研究浮钳盘式制动器性能优势2、根据参数进行浮动钳通风盘式前制动器结构设计并校核3、正确绘制二维图 附主要参数：空载质量：1470kg；满载质量：2495kg；轴荷分配：（空载） 前轴 895kg，后轴 575kg；（满载）前轴 800kg，后轴 1695kg 轴距 2515mm；质 心高：空载 550mm，满载 650mm；前/后轮

2、距（mm)；轮胎型号 165/60R14完 成 任 务 量1、填写完成综合训练说明书2、根据参数进行计算3、合理设计结构4、绘制二维图进度 安 排1、第一阶段：根据车辆已有数据，分析车辆制动性能2、第二阶段：进行主要零部件的结构设计并绘出二维图3、第三阶段：对于设计结构进行合理改进，准备答辩参 考 资 料1、余志生.汽车理论.北京:机械工业出版社,20092、王望予.汽车设计.北京:机械工业出版社,20033、陈家瑞.汽车构造.北京:机械工业出版社,20094、汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册（设计篇）.北京：人民交通 出版社，2001指导教师签字基层教学单位主任签字2015 年 1 月

3、23 日目录第 1 章绪论11.1 浮动钳通风盘式制动器11.2 浮动钳通风盘式制动器优点1第 2 章浮动钳通风盘式制动器制动力分配22.1 整车参数22.2 制动器制动力的分配22.2.1 具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数22.2.2 利用附着系数3第 3 章 钳盘式制动器主要零部件的结构与设计53.1 制动盘53.1.1 制动盘直径 D53.1.2 制动盘厚度 h63.2 制动钳63.3 制动块83.3.1 摩擦衬块内半径 R1 与外半径 R283.3.2 摩擦衬块的工作面积 A83.3.3 摩擦衬块的材料83.4 制动轮缸93.5 间隙自调装置9第 4 章钳盘式制动器的设计

4、计算与校核104.1 制动器制动力矩计算104.2 前后轮制动器制动力矩的确定124.3 摩擦衬块的磨损特性计算12总结14参考文献15专业综合训练说明书第 1 章绪论1.1 浮动钳通风盘式制动器浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作 平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支撑销摆动。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油 缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动总成则固定在钳体上。制动时在油液压力 作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同 固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。 浮钳盘式

5、 制动器示 意图： 1.制动盘2. 制动钳 体3. 摩 擦块 4.活塞5.进油口图 1-1 浮钳式制动器1.2 浮动钳通风盘式制动器优点浮动钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价廉，易于布置，结构 尺寸紧凑，可将制动器近一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车制动和驻车制动。由 于浮动钳没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧， 受车轮遮蔽较小，使冷却条件较好。另外单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大 了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低 30 50，汽化的可能性较小。 相比于固定钳式浮动钳式可将油缸和活塞等精密件减去一半，造价大为降

6、低。3第 2 章浮动钳通风盘式制动器制动力分配2.1 整车参数发动机最大转矩157N.m/2800rpm发动机最大功率64Kw/4500rpm 整车装备质量（空车质量）1470kg 满载总质量2495kg空载轴荷分配前轴895kg后轴575kg满载轴荷分配前轴800kg后轴1695kg车长4085mm轴距2515mm轮胎型号165/60R142.2 制动器制动力的分配根据汽车的制动力分配特性及其他因素，制动过程中可能出现三种车轮抱死顺序。 1）前轮比后轮先抱死滑移，属稳定工况，但在制动时汽车丧失转向能力，且附着条件没有得到充分利用； 2）后轮比前轮先抱死滑移，后轴可能出现侧滑，属不稳定工况，附

7、着条件也没有充分利用；3）前后轮同时抱死拖滑。可避免后轴侧滑，同时只有在最大制动强度下才能是汽 车失去转向能力，附着条件的利用程度也最好。2.2.1 具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数不少两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。常用前制动器制动力与汽车总 制动器制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，并以符号表示，即F=m1Fm 2且Fm1 = b Fm 21- b若用 Fm 2 = B(率为Fm1)表示，则 Fm 2 = B(Fm1)为一直线，此直线通过坐标原点，且其斜tan= b 1- b这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称线。线与 I 曲线交点处的

8、附着系数为同步附着系数，所对应的制动减速度称为临界减速 度。同步附着系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在一种附着系数， 即同步附着系数路面上制动时才能使前、后车轮同时抱死。设汽车在同步附着系数路面上 制动，此时前、后轮同时抱死，得 b b + j0hg=，1- ba - j0hg经整理，得j0 =Lb - b hg（2-1）式中L汽车轴距，m； b满载时汽车质心至后轴中心线的距离，m; h g 满载时汽车质心高度，m。当0 时，线位于 I 曲线的上方，制动时总是后轮先抱死，因而容易发生后轴侧滑 使汽车失去方向稳定性。当=0 时，制动时汽车前、后轮将同时抱死，此时的减速度为j0g

9、 ，也是一种稳定工 况，但也失去转向能力国外有的文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取00.6；货车取00.5 为宜。在条 件允许的情况下应取大些，这样制动稳定性好。2.2.2 利用附着系数制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线给予评定，所谓利用 附着系数就是某一制动强度 z 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数ji ，其定义为j= FXbi。其中，F为对应于制动强度 z，汽车对第 i 轴产生的地面制动力；F 为FixbiziZi制动强度为 z 时，地面对第 i 轴的法向反力；i 为第 i 轴对应于制动强度 z 的利用附着系 数。显然，利用附着系数越接近制动强度，地面

10、的附着条件发挥得越充分，汽车制动力分 配的合理程度越高。通常以利用附着系数与制动强度的关系曲线来描述汽车制动力分配的 合理性。1）前轴的利用附着系数设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时抱死时产生的减速度为 du =zg ，则dt8F = F= Gm1Xb1gGdu =Gzdt而FZ1 =(b + zhg )L故j f =FXb1=bz （2-2）FZ11 (b + zh )gL2）后轴的利用附着系数FXb2=（1-） GgGdu =（1-）Gzdt而FZ 2 =(a - zhg )L故jr= FXb2 = (1- b )z （2-3）FZ 21 (a - zh )Lg根据（2-2）、（2-3）两式

11、作出利用附着系数与制动强度的关系曲线，同时又有为了保 证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动效率，联合国欧洲经济委员会制定的 ECE R13 制动法规对双轴汽车前、后轮制动器制动力提出了明确的要求。我国的行业标准 ZBT 24007-1989 也提出了类似的要求。法规规定：对于 = 0.2 0.8 之间的各种车辆，要求制动强度 z 0.1 + 0.85( -0.2) 车辆在各种装载状态时，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线之上。所以将 绘制的曲线与制动法规对比，看是否满足法规要求。用 EXCEL 画出各个不同值时的曲线图，通过比较得总有汽车空载后轴利用附着系 数在法规之外并且总会出现

12、后轴先抱死的情况，其实际制动力分配曲线与理想的制动力分 配曲线相差较大，制动效率低，因此需加装感载比例阀制动力调节装置，改变前、后制动器制动力的比值，使之接近理想的制动力分配曲线，提高制动效率。图 2-1 b 为 0.52 时利用附着系数与制动强度关系曲线 通过比较所得较符合的图形曲线如图 2-1 所示，此时所选取的为 0.52，求得满载时j0 =Lb - b =hg2515 0.52 - 806650=0.772第 3 章 钳盘式制动器主要零部件的结构与设计3.1 制动盘制动盘的材料为灰铸铁，或添加 Cr、Ni 等的合金铸铁。制造时应严格控制制动盘 的端面跳动量、两端面的平行度（厚度差）及不

13、平衡量，使用中制动盘在的极限端面跳 动量应不超过 0.060.15mm3.1.1 制动盘直径 D制动盘直径 D 希望尽量的大些，因为这样制动盘的有效半径将得到增加，这样就可以 降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但是，制动盘直径 D 又受到 轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径 D 选择为轮辋直径的 70%-79%，对于总质量大于 2t 的汽车应取上限。对于所给车型满载时的总质量有 2495kg,我对该车前轮制动器制动盘的直径选择为轮 辋直径的 79%，给定的轮胎参数为：165/60R14，参考 GB/T29782008 查得轮辋直径为 350mm。那么制动盘直径D=d79%=

14、35079%=276.5mm取 280mm式中 d轮辋直径3.1.2 制动盘厚度 h制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为了使质量不至于太大，制动 盘的厚度应取得适当小些，为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘 可以做成实心的，为了通风散热，降低制动工作时的温升，又可以在制动盘的两工作面之 间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为 1020mm,具有通风孔道的制动盘两工作 面之间的尺寸一般取 2030mm3。根据本次设计要求，采用通风盘式制动器。制动盘厚度取为 25mm 如图 3-1图 3-1 通风盘式制动盘3.2 制动钳制动钳是安装制动块和油缸的基础件，通常

15、采用球墨铸铁或铝合金压铸件。，其外 缘中部（位于制动盘处）留有开口，以便不必拆下制动钳便可以检查或更换制动块。制动 钳体要有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸，活塞用铸铝合金制成，表面还要进 行镀铬处理。如图 3-2 所示图 3-2 制动钳盘式制动器制动钳的布置可以在车轴之前也可以在车轴之后，如果制动钳位于轴前可 避免轮胎向钳内甩溅泥水污物；位于轴后则可减小制动时轮毂轴承径向合力，如图 3-6 所 示。图 3-6 制动钳的位置对轮毂轴承载荷的影响（a）制动钳位于车轴前；（b）制动钳位于车轴后1车轮；2 制动盘；3 轮毂Z 路面法向反力；FB 制动力；P FB 与 Z 的f合力及相应的支撑反

16、力； F ,， Ff 制动称块对制动盘的摩擦反力及相应的支撑反力；Q轮毂轴承的径向合力3.3 制动块制动块的形状各不相同，但都由摩擦块和金属背板牢固地嵌接、铆接或粘接在一起 而成。为了避免热量传给制动钳而引起制动液汽化和减少制动噪声，在摩擦块与背板之 间或背板后粘（或喷涂）一层隔热、减振垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原 因，摩擦块的磨损较快，因此其厚度较大，。据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦块厚度 在 7.516mm 之间，中、重型汽车在 1422mm 之间。此次设计厚度为 12mm。制动块上大都带有磨损报警装置，当磨损到接近极限厚度时发出声、光信号，以警 告驾驶员。制动块的摩擦衬块与制

17、动盘的接触面积很少，在盘上所占的中心角一般仅约 30o 50o3.3.1 摩擦衬块内半径 R1 与外半径 R2推荐摩擦衬块外半径 R2 与内半径 R1 的比值不大于 1.5 如果比值偏大，工作时摩擦衬 块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减少，最终会导致 制动力矩变化大。经过计算参考，选择 R1=170mm，R2=230mm。3.3.2 摩擦衬块的工作面积 A在确定盘式制动器制动衬块工作面积 A 时，根据制动衬块单位面积占有的汽车质量，9c推荐在 1.63.5kg/ cm2 范围内选用 800 m2 A 800cm2 得 57 cm2 A 125 cm2 取 A为 1

18、00 cm23.5 4p1.6 412单片衬块作用面积 A=（R- R 2）=1002 。2 421cm3.3.3 摩擦衬块的材料选择摩擦块时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力 的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降 低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的 稳定值约为 0.30.5，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。 所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在 温度低于 250时，保持摩擦系数 f=0.350.40 已无大问题。因此

19、，在假设的理想条件 下计算制动器的制动力矩，取 f=0.35 可使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦材料时 应尽量采用减少污染和对人体无害的材料3.4 制动轮缸钳盘式制动器轮缸的直径比鼓式制动器中的轮缸大的多，同时制动钳体也是轮缸的 缸体，活塞的环形开口部与制动块接触，以减少传到轮缸的热量。活塞和缸体之间用斜 角密封环和防尘罩密封。轮缸的缸体由灰铸铁 HT200 制成,活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块， 以支撑差插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封 圈或靠在活塞内断面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。但此次设计的

20、浮动钳通风盘有一个轮缸。制动轮缸对制动块的作用力 F0 与轮缸直径 d 及制动管路压力 p 之间有如下关系式：4(F0 / pp)d =制动管路压力一般不超过10 12MPa ，盘式制动器可提高。压力越高对管路（首先是 制 动 软 管 及管 接 头 ） 的 密封 性 要 求 越 严 格， 但 驱 动 机 构 越 紧 凑。 轮 缸 直 径 应在16GB7254 -1987标 准 规 定 的 尺 寸 系 列 中 选 取 ， 轮 缸 直 径 的 尺 寸 系 列 为19,22,24,25,28,30,32,35,38,40,45,50,55mm选取 p = 10MPad = 50mm求得 F0 =19

21、635N3.5 间隙自调装置钳盘式制动器不仅制动间隙小（单侧 0.05 0.15mm ），而且制动盘受热膨胀后对轴向 间隙几乎没有影响，所以一般都采用一次调准式间隙自调装置。常用的结构是在缸体和活 塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用的斜角密封环，其工作原理如图 3-3 所示。制动时 密封环刃边在摩擦力的作用下随活塞移动并产生弹性变形，与极限摩擦力对应的密封环变 形量即等于设定的制动间隙，当存在过量间隙时，在密封环达到极限变形之后，活塞在液 压作用下克服摩擦力相对于密封环继续移动；解除制动后活塞在弹力作用下退回，知道密 封环的变形完全消失为止，这时摩擦块与制动盘之间重新恢复到设定间隙。图 3-3

22、 斜角密封环间隙自调装置第 4 章钳盘式制动器的设计计算与校核4.1 制动器制动力矩计算假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制 动力矩为Mm = 2fF0 R式中，f 为摩擦因数； F0 为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。 对于常见的具有盘式制动器的计算用简图 4-1 所示4-1 盘式制动器的计算简图图 4-2 钳盘式制动器的作用半径计算图对于常见的扇形摩擦衬块如图 4-2 所示，如果其径向尺寸不大，取 R 为平均半径 Rm 或有效半径 Re 已足够精确。 如图 4-2 所示，平均半径为R = R1 + R2 = 200mmm2式中: R1 ， R

23、2 扇形摩擦衬块的内半径和外半经。R在任一单元面积只 RdR dj 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 fqR2dRdj ，式中 q 为衬 块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力 F1 = q2 fqR2 dRdj = 2fq(R3 - R3 )q（4-1）12-q R321单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为qfF =R2fqRdRdj =fq(R 2 - R 2 )q（4-2）10-q R2 1得有效半径为：33R = M m= 2 R2 - R1= 4 1 -R1 R2( R1 + R2 )e2 fN3 R 2 - R 23(R + R )22令 R1R2= m ，2

24、112则有：Re =4 1 -3m(1 + m)2 Rm =201mm因 m =R1 1，m R。当 R R， m 1， R R 。2R2(1 + m)4em12em但当 m 小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大， 磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。通过上述方法求得的mM= 20.351963520010-3 =2748.9Nm4.2 前后轮制动器制动力矩的确定为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理的确定前后轮制动器的制动力矩。上述确定的同步附着系数j0 为 0.772，并计算出前后轮制动力矩的比值，即Mm1Mm 2b + j h=0

25、ga - j0 hg= 806 + 0.772 650 1709 - 0.772 650= 1.08式中，M m1 、 Mm 2 为前、后轮制动器的制动力矩；然后，根据汽车满载在沥青、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑（取附着系数 0.7），计算出前轮制动器的最大制动力矩 Mm1max ；再根据前面已 确定的前、后轮制动力矩的比值，计算出后轮制动器的最大制动力矩 Mm 2max 。M= Fr = bF r ma gj (b + j h )r= 2495 9.8 0.7 （0.806 + 0.772 0.65） 0.269m1m1 em eL0 g e2.515= 2394N m式中：Fm 前、

26、后轴制动器总制动力，N；Fm1 前轴制动器制动力，N；re 为车轮有效半径，m；则Mm 2 =23941.08=2593Nm经比较Mm12 Mm， Mm 22 Mm 满足要求。4.3 摩擦衬块的磨损特性计算摩擦衬块的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等 多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温 度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制 动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在 短时间内热量来不及逸散到大气

27、中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。 能量负荷愈大，则衬块的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负 荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为 Wmm2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为1 dm (v21e =a1- v2 )2 b22tA1a1e2 =1 dm (v2- v2 )2 (1- b )2t = v1 - v2j2tA2式中： d 汽车回转质量换算系数；ma 汽车总质量；v1 ，v2 汽车制动初速度与终速度，ms；计算时轿车取v1 = 100km/h(27.78m/s)；

28、质量 3.5t 以下的货车取 v1 =80km/h(22.2m/s)；总质量 35t 以上的货车取 v1 =65kmh(18ms)；j制动减速度，ms2，计算时取 j=06g； t制动时间，s； Al，A2前、后制动器衬块的摩擦面积；b 制动力分配系数。在紧急制动到 v2 = 0 时，并可近似地认为d1 m v2= 1，则有e1 = a 1 b2 2tA11 m v22e =a 12 2tA2(1 - b )2此次设计前制动器n1 取 22.2m/s， A1 取 100 cm2t = 22.2 = 3.8s 0.6 9.8e1 =12495 22.22 0.52 = 4.2w / mm22 3

29、.810000 6w / mm212鼓式制动器的比能量耗损率以不大于 1.8Wmm2 为宜，但当制动初速度 v 低于式下面 所规定的 v1 值时，则允许略大于 1.8Wmm 。轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0Wmm2。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。这个结果符合要求。总结参考文献1 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，20092 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社，20043 陈家瑞.汽车构造（下册）.北京：机械工业出版社，20094 王霄峰.汽车底盘设计. 北京：机械工业出版社，20105 许立忠，周

30、玉林.机械设计.北京：中国标准出版社.20096汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册（设计篇）.北京：人民交通出版社20017汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册（基础篇）.北京：人民交通出版社20018 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，20049 贾春玉，张树存.画法几何与机械制图.北京：中国标准出版社，201110 崔占全，张振国.工程材料.北京：机械工业出版社，200111 邵晓荣.互换性与测量技术基础.北京：中国标准出版社，2007专业综合训练说明书专业综合训练成绩评价表指导教师评价： 该生在专业综合训练期间：该同学（出色的、较好的、基本上、未能）完成任务 书所确定的任务。工作

31、态度 （认真、 较好、 一般、 较差）； 工作量 （大、 较大、 一般、 较小）； 工作难度 （大、 较大、 一般、 较小）； 创新意识 （强、 较强、 一般）；理论基础 （扎实、 较扎实、一般、 较差）。成绩：指导教师签字：年月日 答辩委员会评价：该同学：（出色的、较好的、基本上）完成了训练任务。 1.设计结构（合理、较合理、基本合理、错误较多）；2.说明书计算（或论文论述）（全面、正确；较为全面、正确；基本正确；问题较多）； 3.语言（流畅、较为流畅、基本通顺、不通顺）；4.答辩过程中（正确、较为正确、基本正确、未能正确）地 回答老师提出的问题。答辩委员会一致同意该同学成绩为（优秀、良好、中等、及格、不及格）。总成绩： 答辩组组长签字：年月日17