轿车盘式制动器结构设计毕业设计(编辑修改稿)

轿车盘式制动器结构设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

， N。 tu dd —— 汽车制动减速度， sm。 根据上述汽车制动时的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及 G=mg，则可求得汽车制动时水平地面对前、后轴车轮的法向反力 Z1，Z2 分别为  tug ddghLLGZ 21 （ 36）  tug ddghLLGZ 12 （ 37） 令 qgdd tu  ， q 称为制动强度，则汽车制动时水平地面对汽车前、后轴车轮的法向反力 Z1， Z2 又可表达为   ggqhLLGZqhLLGZ1221 （ 38） 若在附着系数为  的路面上制动，前、后轴车轮均抱死，此时汽车总的地面制动力  21 BBB FFF  等于汽车前、后轴车轮的总的附着力上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 19  21   FFF ,亦等于作用于质心的制动惯性力，即有   GFFB （ 39） 汽车总的地面制动力为  GFFF BBB 21 =10815N 汽车在附着系数  为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即极限制动力并非常数，而是制动强度 q 或总制动力的函数。 当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配 ，以及前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有 3 种，即 （ 1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； （ 2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑； （ 3）前、后轮同时抱死。 在上述 3 种情况中，显然是第（ 3）种情况的附着条件利用的最好。 由式（ 37），式（ 38）不难求得在任何附着系数  的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为 gFFFF BBff  2121 （ 310） 式中： 1fF —— 前轴车轮的制动力； 2fF —— 后轴车轮的制动力； 1BF —— 前轴车轮地面制动力； 2BF —— 后轴车轮地面制动力； 前后制动器制动力的理想分配关系式为   121222 2421 fgfggf FhGLFGLhLhGF （ 311） 通常用前制动器制动力对汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，即制 动器制动力分配系数  ，它可表示为 上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 20 211 ffff FFFF  （ 312） 因为 21 fff FFF  ，所以  ffff FF FF   121 （ 313） 整理式（ 34）得  )1(21 ff FF （ 314） 同步附着系数 根据峰面积，样品中丙烯腈的 含量按公式（ ）计算，结果保留小数点后两位。 具有固定的  线与 I 线的交点处的附着系数 0 ,被称为同步附着系数。 它表示具有固定  线的汽车只能在一种路面上实现前、后轮同时抱死。 同步附着系数时由汽车结构参数决定的，它是反应汽车制动性能的参数。 同步附着系数说明，前后制动器制动力为固定比值的汽车，只能在一种路面上，即在同步附着系数的路面上才能保证前后轮同时抱死。 同步附着系数也可用解析方法求出。 设汽车在同步附着系数的路面上制动，此时汽车前、后轮同时抱死。 )1()()( 2221   ggff hLhLFF （ 315） 整理得： ghLL )( 20   （ 316） LhL g02  (317) 初选  则  制动器的制动扭矩 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 RFfMu 02 （ 318） 式中， f 为摩擦因数； Fo 为单侧制动块对制动盘的压紧力； R 为作用半径。 上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 21 对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不 是 很大，取 R 等于平均半径 Rm，或有效半径 Re，在实际上已经足够精确。 如图 31，平均半径为 Rm=( R1+ R2)/2 （ 319） 式中， R1 和 R2 为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。 设衬块与制动盘之间的单位压力为户，则在任意微元面积 RdRdφ上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 fpR2dRdφ，而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为 故有效半径为 Re=Mμ /2fFo=2(R23R13)/3(R22R12) （ 320） 可见，有效半径 Re 即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。 上式也可写成 Re=4/3[1 R1 R2/( R1+ R2)2]( R1+ R2)/2=4/3[1m/(1+m)2] Rm 式中， m= R1/ R2 因为 m1， m/(1+m)21/4，故 Re Rm，且 m 越小则两者差值越大。 应当指出，若 m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 22 条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。 m 值一般不应小于。 制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度允差为 ，表面粗糙度为 — m，两摩擦表面的平行度不应大于 ，制动盘的端面圆跳动不应大于。 通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。 为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT 线性关系、回收率和精度的分析 汽车制动减速度 zgdd tu  ，其中 z 被称为制动强度。 由前述可知，若汽车在具有同步附着系数 0 的路面上制动，汽车的前、后轮将同时达到抱死的工况，此时的制动强度 0z。 在其他路面上制动时，既不出现前轮抱死也不发生后轮抱死的制动强度必然小于地面附着系数，即 0z。 就是说，只有在 0＝ 的路面上，地面的附着条件才能被充分地利用。 而在0 的路面上，因出现前轮或后轮先抱死的现象，地面附着条件未被很好地被利用。 为了定量说明地面附着条件的利用程度，定义利用附着系数为 FziFxbii  , 2,1i （ 321） 设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时刚要抱死时，汽车产生的减速度zgdtdu ，则由式（ 321）得前轮地面法向反作用力为 )( 21 gz zhLLmgF  （ 322） 前轮制动器制动力和地面制动力为 mg zdtdumFF xb   11 （ 323） 将式（ 311）和式 (312)代入式（ 38），则 上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 23 )(12111gzxbzhLLzFF （ 324） 同理可推导出后轮利用附着系数。 后轮刚要抱死时， 后轮地面制动力和地面法向反作用力 mg zdtdumFF bx )1()1(22   （ 325） )( 12 gz zhLLmgF  （ 326） 将式（ 314）和式 (315)代入，则 )(1)1(1222gzxbzhLLzFF  （ 327） 对于已知汽车总质量 m 、轴距 L 、质心位置 1L 、 2L 、 gh 等结构参数，则可绘制出利用附着系数 i 与制动强度 z 的关系曲线图。 附着效率 iE 是制动强度 z 和利用附着系数 i 之比。 它是也用于描述地面附着条件的利用程度，并说明实际制动力分配的合理性。 根据附着效率的定义，有 ghLLzE1121   （ 328） ghLLzE2222 )1(   （ 329） 式中； 1E 和 2E 分别时前轴和后轴的附着效率。 本章主要分析了制动力与制动力分配系数，同步附着系数，利用附着系数与制动效率。 对制动器的制动力矩及平均有效半径进行了初步计算。 4 制动器的设计计算 原始数据及主要技术参数 上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 24 表（ 3） 内容 数据 装备质量 1091kg 满载质量 1545kg 轴荷分配 满载时 前轴 818kg 满载时 后轴 727kg 质心高度 空载时 550mm 满载时 580mm 轴距 2471mm 前轮距 1429mm 后轮距 1422mm 总长 4415mm 总高 1415mm 质心距前轴距离 1112mm 质心距后轴距离 1359mm 1．制动盘直径 D 制动盘直径 D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，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。 但制动盘直径 D受轮辋直径的限制。 通常，制动盘的直径 D选择为轮辋直径的 70%～90%。 初取 318mm。 制动盘直径为 70%～ 79%轮辋直径，根据轮辋提供给制动器的可利用空间，并本着制动盘直径尽可能大的原则及 运动时不发生干涉。 初选制动盘的直径 d＝ 240mm。 2．制动盘厚度 h 制动盘的厚度直接影响着制动盘质量和工作时的温度。 为使质量不致上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 25 太大，制动盘厚度应取的适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。 制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可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 10mm～20mm。 具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为 20 mm～ 50mm，但多采用 20 mm～ 30mm。 本次设计选择通风式制动盘 h=20 ㎜ 3．摩擦衬块内半径 R1 与外半径 R2 推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于。 若此比值偏大，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，接触面积将减小，最终导致制动力矩变化大。 根据制动盘直径可确定外径 R2=112 ㎜ 考虑到 R2/ R1＜ ，可选取 R1=76mm，则 R2/ R1=＜ 4．摩擦衬块工作面积 推荐根据摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在 ㎡ ~㎡范围内选取。 汽车满载质量为 1545kg。 5 4 5 4 5 2  Acm 所以 A 选 78cm2。 初选摩擦系数 f =,制动器间隙为 . 5．摩擦块磨损均匀性验证 假设衬块的摩擦表面全部于制动盘接触，而且各处单位压力均匀，则制动器的制动力矩为 RfFM  2 （ 41） f 为摩擦因素 ,F0 为单侧制动块对制动盘的压紧力， R 作用半径 在实际的计算过程中， R 值我们取平均值 Rm 就可以了，设衬块的与制动盘之间的单位压力为 p,则在任意微元面 积 RdRdφ 上的摩擦力对制动盘的中心的力矩为 fpR2dRdφ ,而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应上海工程技术大学毕业设计（论文） 轿车盘式制动器结构设计 26 为：   d R dfp RRR 2212M  （ 42） 单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为：    21RR fpRdRdfF （ 43） 所以有效半径： mmRRRRfFM 95)(3)(2)2/(R 21223132e   平均半径为：。