乘用车盘式制动器设计(课程设计必备(编辑修改稿)

乘用车盘式制动器设计(课程设计必备(编辑修改稿)内容摘要：

上，附着系数利用率较高。 具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的 0 值可偏高些，反之可偏低些。 从紧急制动的观点出发， 0 值宜取高些。 汽车若常带挂车行驶或常在山区 行驶， 0 值宜取低些。 此外， 0 的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。 总之， 0 的选择是一个综合性的问题，上述各因数对 0 的要求往往是相互矛盾的。 因此，不可能选一尽善尽美的 0 值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。 根据设计经验，空满载的同步附着系数 0 和 0 应在下列范围内：轿车： ～；轻型客车、轻型货车： ～ ；大型客车及中重型货车： ～。 如何选择同步附着系数 0 ，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一 乘用车盘式制动器设计 个较重要的问题。 在汽车总重和质心位置已定的条件下， 0 的数值就决定了前后制动力的分配比。 理想情况下，前后车轮同时抱死，前后制动器的制动力计算根据所给定的技术参数 、公式  ghbLGZ   ghaLGZ  F Zf .取  分别为 、 、 、 、 、 、 、 、 时计算空载和满载的制动器制动力，列表如下：  值 空载 满载 F 10f KN F 20f KN F10f / F 20f F11f KN F 21f KN F11f / F21f 满载时取 F11f / F 21f ＝ 则 1   同步附着系数 0 ＝HgLL 2 （ 3— 14） 空载时  39。 0 ＝０ .32 满载时  0 ＝０ .76 根据设计经验，满载的同步附着系数 0 应在下列范围内：轿车： ～ ；轻型客车、轻型货车： ～ ；大型客车及中重型货车： ～。 目录 制动器最大制动力矩 最大制动力是在满载时汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力 1Z , 2Z 成正比。 由式 (3— 8)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为： ggff hL hLZZFF01022121 = 式中 1L , 2L —— 汽车质心离前、后轴距离， mm。 0 —— 同步附着系数； gh —— 汽车质心高度， mm。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即： eff rFT11 eff rFT 22  式中 1fF—— 前轴制动器的制动力， N。 2fF—— 后轴制动器的制动力， N。 1Z —— 作用于前轴车轮上的地面法向反力， N； 2Z —— 作用于后轴车轮上的地面法向反力， N； er —— 车轮有效半径， mm。 对于常遇到的 道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数 0 值的汽车，为了保证在 0 的良好的路面上（例如  =）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度 q ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为： egef rhLLGrZT  )( 21m a x1  （ 3— 15） m a xm a x 12 1 ff TT  （ 3— 16） 对于选取较大 0 值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。 为了保证在 0 的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮 乘用车盘式制动器设计 先后抱死滑移，相应的极限制动强度 q ，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为： egf rqhLLGT )( 1m a x2  (3— 17) m a xm a x 21 1 ff TT  (3— 18) 式中 —— 该车所能遇到的最大附着系数； q—— 制动强度。 er —— 车轮有效半径， m。 因为所选取的车型为羚羊乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。 所以采取公式（ 3— 17）和（ 3— 18）计算制动器在路面附着系数为 时的后轴和前轴最大制动力矩： 后轴：egf rqhLLGT )( 1m a x2  =  egg rhhL LLLG     01 11 = **** *   =753(Nm) 前轴：m a xm a x 21 1 ff TT = 753* 1676(Nm) 式中 —— 该车所能遇到的最大附着系数，  =； q—— 制动强度； er —— 车轮有效半径， er =。 一个车轮制动器应有的最大 制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。 利用附着系数和制动效率 为了防止前轴失去转向能力和后轴侧滑，汽车在制动过程中最好不要出现前轮先抱死的危险情况，也不要出现后轮先抱死或前、后轮都抱死的情况，所以应当在即将出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的最高制动减速度。 若在同步制动附着系数的路面上制动，则汽车的前、后车轮同时达到抱死状态， 目录 此时的制动强度 q= 0 ， 0 为同步附着系数。 而在其他附着系数的路面制动时到达前轮或后轮抱死的制动强度小于路面附着系数，表明只有在  = 0 的路面上，地面的附着力才能充分被利用。 所谓利用附着系数是：在某一制动强度 q 下 ,不发生任何车轮抱死所需要的最小路面附着系数 。 显然，利用附着系数  愈接近制动强度 q，即  值愈小，或 q/ (附着效率 )愈大，则路面附着条件就发挥得愈充分，汽车制动力的分配的合理程度就愈高。 利用附着系数 前轴的利用附着系数 f 设汽车的前轮刚要抱死或前后轮刚要同时抱死时产生的制动减速度为qgdtdu ，则： GqdtdugGFF Bf   11 ；  gZ ZhLLGF  21。 gZBf qhL qLFF 211  (3— 19) 后轴利用附着系数 r ： 根据前轴附着系数求法同理可得：  GqFB  12 ； F 2Z =  qhLLG g1 r = )( )1(122gZB qhL qLFF   (3— 20) 分别取ｑ＝０ .１、 、 、 、 、 、 、 、 、 ，把所给的技术参数代入，在  时求 f 、 r 在不同路面附着系数下的值。  空载 满载 0f 0r 1f 1r 乘用车盘式制动器设计 制动效率 Ef 、 Er 前轴制动效率 Ef =LhLLq gff //2  （ 3— 21） 后轴制动效率 Er =  LhLLq grr /1 /1   （ 3— 22） 分别取  ＝０ .１、 、 、 、 、 、 、 、 、 ，把所给的技术参数代入公式 3— 21 和公式 3— 22，在  时求 Ef 、 Er 在不同路面附着系数下的值。 目录 制动器制动性能核算 根据 GB7258 轿车制动器制动性要求取制动初速度 V=50Km/h,路面附着系数为 =。 满载：制动距离 S=m a x2 aVttV sa   （ 3— 23） 式中： at — 轿车制动系统协调时间 at  st — 减速度增长时间 st  maxa — 最大制动减速度 maxa = E r *g*= s/2 将上述值代入公式（ 3— 23）得： S=[S]=19m 所以满足要求。 4 制动器主要零件的设计计算 制动盘主要参数的确定 制动盘 制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，或用添加 Cr， Ni 等的合金铸铁制成。 其结构形式有平板形（用于全盘制动器）和礼帽形（见右图，用于浮动钳盘式制动器）。 后 — 种的圆柱部长度取决于布置尺寸。 制动盘在工作时不仅承受着制动块的作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。 制动盘的工作表面应光滑平整，制造时应严格控制端面的跳动量，两侧 表面的平行度不应大于 ，盘的表面粗糙度不应大于 ，制动盘表面粗糙度不应大于。 表 4— 1 一些轿车制动盘技术要求 车型 表面跳动量 /mm 两侧表面的不平行度 /mm 静不平衡量 /Ncm 乘用车盘式制动器设计 奥迪    云雀    奥拓   制动盘直径 D 该车选用的轮胎规格为 165/70 Dr 为 330mm。 制动盘直径 D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。 受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的 70%— 79%。 选取制 动盘直径： 前制动盘 D1 =75%Dr=*330=248mm 后制动盘 D2 =70%Dr=*330=231mm 制动盘厚度 h 制动盘厚 h 对制动盘质量和工作时的温升有影响。 为使质量小，制动盘的厚度不宜取得很打；为了降低温度，制动盘的厚度又不宜取得过小。 制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔。 一般实心制动盘厚度可取为 10— 20mm，通风制动盘厚度可取 20— 50mm，采用较多的是 20mm— 30mm. 选取前实心制动盘厚度为 h1 =16mm：后实心制动盘厚度为 h2 =12mm。 摩擦衬块主要参数的确定 摩擦衬块内半径 R1 和外半径 R2 推荐摩擦衬块外半径 R2与内半径 R1的比值不大于 ，工作时衬块的外圆与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终导致制动力矩变化较大。 目录 取前制动器摩擦衬块外半径 R2f =120mm，内半径 R1f =80m； 后制动器摩擦衬块外半径 R2r =114mm，内半径 R1r =76mm。 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径 向尺寸不大，取 R 为平均半径 mR 或有效半径 eR已足够精确。 如图 4— 2 所示： 前制动器摩擦衬块平均半径：2 21。