《畢業(yè)設(shè)計（論文）-某中級轎車前制動器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計（論文）-某中級轎車前制動器設(shè)計（26頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 某中級轎車前制動器設(shè)計 摘要 本文的設(shè)計題目為某中級轎車前制動器設(shè)計與分析，所以選擇了奧迪 a52019 款的一輛車，該種車型排量為 1980ml，為典型的中級轎車。在對其前制動器進(jìn)行設(shè)計與分析之前，首先對中級轎車前制動器的研究背景進(jìn)行了調(diào)查，發(fā)現(xiàn)中國的制動器的制造技術(shù)仍有待提高，所以本文對于中級轎車前制動器進(jìn)行設(shè)計與分析具有特殊意義。由于是前制動器，所以我選擇了通風(fēng)盤式制動器，并且采用了浮動鉗盤式制動器，在網(wǎng)上查閱了奧迪 a5 的滿載質(zhì)量，質(zhì)心位置，輪胎規(guī)格等參數(shù)，對制動器的進(jìn)行了相關(guān)力學(xué)分析，主要利用理論力學(xué)知識進(jìn)行了設(shè)計計算 ，并根據(jù)計算結(jié)果選取了同步附著系數(shù)以及對最大制動

2、力矩進(jìn)行了計算，本文對奧迪 a5 前制動器相關(guān)尺寸進(jìn)行了設(shè)計，接著進(jìn)行了其他主要制動器元件設(shè)計，根據(jù)設(shè)計內(nèi)容畫出對應(yīng)的三維圖和二維圖，在三維圖和二維圖中對加工要求和具體尺寸給出了更加詳細(xì)的標(biāo)注，最后進(jìn)行了溫升等校核和進(jìn)行了最后的性能分析。 關(guān)鍵詞：盤式制動器；設(shè)計與分析；前制動器；制動性能 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 IV Design and analysis of an intermediate car front brake Abstract The design title of this paper is t

3、he design and analysis of the front brake of an intermediate car, so I choose a car of audi a52019 model. The displacement of this model is approximately two liters, which is a typical intermediate car.Before the design and analysis of the front brake, I first investigated the research background of

4、 the intermediate car front brake, and found that the manufacturing technology of China's brake still needs to be improved, so this paper is of great significance for the design and analysis of the intermediate car front brake.Being front brakes, so I chose the ventilated disc brakes, and used the f

5、loating caliper disc brake, I looked at the audi A5 online full quality, centroid position, the tire specifications, parameters, such as on the brake of the related mechanics analyses, the main design and calculation are carried out using theoretical mechanics knowledge, and selected the synchronous

6、 adhesion coefficient according to the results of the calculation and calculation of the maximum moment, in this paper, the audi A5 brake before designing relevant sizes, and then the other main brake components design, according to design class should draw the corresponding three-dimensional figure

7、 and 2 d figure,In the three- dimensional and two-dimensional diagrams, the machining requirements and specific dimensions are marked in more detail. Finally, the temperature rise is checked and the final performance analysis is carried out. Keywords: Disc brake; Design and analysis; front brake；Br

8、aking performance 目錄 第 1 章 緒論 1 1.1研究目的 1 1.2研究意義 1 1.3國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 第 2 章 前制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇 4 2.1制動器的結(jié)構(gòu)形式分類 4 2.2該中級轎車前制動器的最終選擇 5 第 3 章 盤式制動器設(shè)計 6 3.1車型選擇及整車參數(shù) 6 3.2制動器比例系數(shù) 6 3.3制動器最大力矩 7 ? 制動效能因數(shù) 7 ? 盤式制動器主要參數(shù)確定 7 第 4 章 制動器的性能分析和校核 9 4.1摩擦襯塊磨損特性的分析 9 4.2制動器熱容量和溫升的核算 10 4.3盤式制動器的力矩的計算 10

9、4.4駐車制動能力 11 4.5制動效能的分析 11 第 5 章 制動器主要零件設(shè)計 13 5.1制動輪缸 13 5.2制動盤 13 5.3制動鉗 13 5.4制動塊 13 5.5制動支架 14 5.6摩擦材料 14 5.7制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機構(gòu) 14 5.8彈簧夾的設(shè)計 14 第 6 章 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式設(shè)計與分析 15 6.1制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 15 6.2制動管路的多回路系統(tǒng) 15 6.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計 16 6.3.1 制動輪缸的工作容積計算 ........................................

10、... 16 6.3.2 制動主缸直徑與工作容積 ........................................... 17 6.3.3 制動踏板力與踏板行程分析 ......................................... 17 結(jié)論 18 參考文獻(xiàn) 19 致謝 20 第 1 章 緒論 汽車制動系統(tǒng)是車輛減速或者駐車的系統(tǒng)，對于汽車安全性起著至關(guān)重要的作用。它能夠讓下坡的汽車保持恒定安全的速度，或者將車輛牢靠地停駐，這些用途叫做汽車制動。為了達(dá)到汽車制動的目的，我門要在上安裝汽車制動系統(tǒng)，汽車制動系統(tǒng)對于行車安全至關(guān)重要。汽車制

11、動系統(tǒng)在司機的操作下，通過制動踏板產(chǎn)生制動力，在制動力的作用下， 汽車減速或者停止，達(dá)到制動的效果。汽車制動力的大小和穩(wěn)定性對于汽車的行駛方向和穩(wěn)定性非常重要，如果汽車制動性不好，就會產(chǎn)生很多交通事故，例如裝車或者發(fā)生追尾以及制動距離過長和過短而產(chǎn)生的其他安全事故，所以，提高汽車制動性是我們當(dāng)下至關(guān)重要的任務(wù)，也一直是汽車設(shè)計與制造部門的重要話題之一。 1.1 研究目的 我們希望通過對汽車制動系統(tǒng)的研究，來更加了解其制動安全所需要的其他條件，由 于汽車制動安全對于汽車來說至關(guān)重要，所以本文就奧迪 A5 前制動器進(jìn)行了設(shè)計與分析。汽車制動系的可靠性對于汽車行駛安全至關(guān)重要

12、，我們需要在有限的質(zhì)量和體積的前提下， 盡可能的提高其穩(wěn)定性，所以本文就對奧迪 A5 前制動器進(jìn)行了設(shè)計與分析。 1.2 研究意義 如今，盤式制動器的普及面越來越大，主要是其穩(wěn)定性比較好，但同時由于結(jié)構(gòu)簡單等因素，使得其在中高級轎車上的運用也更加常見了，相較于往日，由于液壓系統(tǒng)沒有達(dá)到如今的水平，所以使得盤式制動器很難用在中型或者大型汽車上，所以我們需要提高盤式制動器的設(shè)計質(zhì)量，節(jié)約生產(chǎn)成本，達(dá)到經(jīng)濟型和實用性的要求，或者大大縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，先進(jìn)的設(shè)計手段以先進(jìn)的設(shè)計理念為前提。對于中級轎車，盤式制動器也更容易得到運用了。隨著國家法規(guī)的更高要求，我們對于制動性的研究也需要更加深

13、入了。為了提高汽車產(chǎn)品質(zhì)量，我們選取了的制動器需要更好的性能，特別前制動器，對于方向穩(wěn)定性比較重要，所以本文對中級轎車前制動器進(jìn)行設(shè)計與分析，選用的盤式制動器，希望可以給出合理的設(shè)計，對現(xiàn)代汽車工業(yè)有一個更好的出發(fā)點。 22 `` 1.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 在經(jīng)濟全球化的背景下，誰家的產(chǎn)品好，誰就可以獲得產(chǎn)品主動權(quán)和經(jīng)濟主動權(quán)。相較于西方國家，我國的汽車工業(yè)水平還比較落后，我們需要加強工業(yè)發(fā)展隨著國外先進(jìn)技術(shù)的引入和中西方科學(xué)家的合作，我國的制動器水平也取得了較大的進(jìn)步。但是制動器水平還是差強人意，以下是國內(nèi)外研究現(xiàn)狀： 潘公宇和王繼業(yè)研究了汽車盤式制動器在制動過程中

14、存在熱力耦合現(xiàn)象，由制動器系統(tǒng)引起的交通故障占總數(shù)的 45%，然而因為高溫引起的熱疲勞事故則占到了 85%[1]。曲杰通過熱-力耦合有限元對疲勞壽命進(jìn)行分析，由制動盤表面節(jié)點的徑向和周向應(yīng)力變化曲線， 可以看出，制動過程中制動盤表面的節(jié)點主要受壓縮應(yīng)力的作用，且周向應(yīng)力明顯大于徑向應(yīng)力，導(dǎo)致沿著徑向斷裂[2]。董慧麗等對盤式制動器噪聲特性進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)車輛處于低速制動時，較大的的制動壓力容易導(dǎo)致較大的摩擦噪聲；較高的制動初速度時，制動壓力對摩擦制動噪聲的影響因子較小[3]。史志紅對帶式輸送機盤式制動器控制系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計[4]。魯力群等針對目前鉗盤式制動器的密封結(jié)構(gòu)通常采用 O 型，提出了異型

15、密封圈。文中對油膜厚度進(jìn)行了計算分析，制動液在流過制動活塞和制動鉗的的密封間隙過程中， 壓力是逐漸減小的[5]。楊蒙等提到原理氣室產(chǎn)生氣壓帶動雙 S 凸輪軸，雙 S 凸輪軸的內(nèi)外結(jié)構(gòu)件分別驅(qū)動周向夾緊制動蹄和周向外撐制動蹄，在周向夾緊制動蹄和周向外撐制動蹄的作用下，內(nèi)撐外抱周向夾緊裝置與雙面周向制動盤靠近接觸并產(chǎn)生，摩擦制動力，使車輛減速或者停止[6]。楊仁華利用 CAE 技術(shù)對盤式制動器制動卡鉗進(jìn)行了仿真分析，改進(jìn)過程中發(fā)現(xiàn)制動卡鉗的觀察口四個角落容易出現(xiàn)應(yīng)力集中問題，最后對其進(jìn)行了優(yōu)化[7]。史文庫和姚為民編寫了汽車構(gòu)造這本書，提到了對于前輪來說選用盤式制動器，后輪可以選用鼓式制動器。對制

16、動系的要求是良好的制動性能、操縱輕便、制動平順性好和散熱性好等[8]。劉惟新在汽車設(shè)計中強調(diào)了盤式制動器設(shè)計具體細(xì)節(jié)[9]。余志生在汽車?yán)碚撝袑τ谠O(shè)計制動器給出了具體公式和圖表等[10]。 上面是國內(nèi)的主要研究現(xiàn)狀，我們發(fā)現(xiàn)中國的相關(guān)技術(shù)人員在制動器水平的研究方面也已經(jīng)取得了較大進(jìn)步，主要是因為中國的經(jīng)濟實力越來越強大，我們需要對于科技的加強投入，我們政府在相關(guān)方面投入了很多金錢，所以我們也做出了相關(guān)成果，下面是國外某些學(xué)者的研究成果。Ihn-Sik Weon 等在論文中指出，在歐盟，運動型多用途車的市場近年來也有所增長;1995 年，這一比例僅為 2.5%,整個市場在 2016 年達(dá)到近

17、 28%.趨勢也是向上的。從 2016 年起所有售后市場銷售的制動盤,必須通過歐盟認(rèn)證程序[11]。Le Khac Binh 在文中談到輪速傳感器（WSS）是防抱死制動系（ABS）的重要組件，它們不僅為 ABS 提供了重要的輪速信息， 而且還為牽引力控制和穩(wěn)定性控制系統(tǒng)提供了重要的信息[12]。 H.Elzein 和 S.Lakshmanan 談到電磁制動的原理涉及將動能轉(zhuǎn)換成熱能，當(dāng)非磁性或磁性導(dǎo)電材料旋轉(zhuǎn)到靜磁場中時，材料中會感應(yīng)出渦流[13]。Toshikazu Okamura 提到減輕車輛重量以促進(jìn)可持續(xù)的全球環(huán)境是汽車工業(yè)中最重大的挑戰(zhàn)之一，制動盤的熱強度是決定其重量的主要因素，其

18、重量等于其熱質(zhì)量[14]。Dr.R.Udayakumar 和 Ramesh Ponnusamy 從熱和結(jié)構(gòu)分析得出的結(jié)論是，S 曲線設(shè)計轉(zhuǎn)子在結(jié)構(gòu)和熱方面均顯示出更好的結(jié)果，并且與其他類型的轉(zhuǎn)子相，其性能更好[15]。 第 2 章 前制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇 2.1 制動器的結(jié)構(gòu)形式分類 制動器按整體可以分為鼓式制動器和盤式制動器，鼓式制動器主要是以前比較平窮的時候用的東西，現(xiàn)在科技發(fā)達(dá)了，制動器主要形式為盤式制動器。盤式制動器由于其結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕便，結(jié)構(gòu)簡單，所以如今用途越來廣泛。在比較久遠(yuǎn)的年代，盤式制動器主要用在小型汽車上，但是如今隨著技術(shù)的發(fā)達(dá)，盤式制

19、動器需要的較大的動力來源也可以很簡潔的得到。盤式制動器的液壓形式越來越給力，所以我們可以用在中型轎車上了，甚至重型汽車上。盤式制動器可以分為全盤式制動器和鉗盤式制動器，由于點盤式制動器的可靠性比較低，現(xiàn)在幾乎見不到其實用了。全盤式制動器由于比較笨重，比較大，同時由于散熱性能也不好，所以主要用在某些低級的汽車上?，F(xiàn)在運用比較廣泛的是鉗盤式制動器，鉗盤式制動器由于其占用空間小，散熱性良好，所以得到廣大制造商的認(rèn)可。而鉗盤式制動器又可以分為固定鉗盤式制動器和浮動鉗盤式制動器，本設(shè)計中就采用浮動鉗盤式制動器。其具體結(jié)構(gòu)如圖 2 所示 圖 2.1

20、固定鉗盤式制動器與浮鉗盤式制動器 隨著科技水平的發(fā)展，通風(fēng)盤式制動器的制造能力越來越強大我們已經(jīng)運用了相關(guān)自動化技術(shù)來生產(chǎn)它，汽車通風(fēng)盤式制動器的摩擦材料已經(jīng)由先前的石棉轉(zhuǎn)化成了如今的半金屬材料，主要是因為石棉在高溫下會釋放出有毒物質(zhì)。通風(fēng)盤式制動器由于其多孔結(jié)構(gòu)可以迅速降溫，所以熱穩(wěn)定性會大大地提高。質(zhì)量輕巧，形式可靠，所以我們就大量地運用通風(fēng)盤式制動器，可以在相對條件下，達(dá)到減輕汽車空載和提高轎車燃油經(jīng)濟性的目的。實心式由于質(zhì)量沉重，散熱能力弱，雖然帶來的維修成本會更加低，但是其制動穩(wěn)定性太低，本文不予以考慮。 2.2 該中級轎車前制動器的最終選擇 經(jīng)過以上介紹，我們

21、對比了盤式制動器與鼓式制動器，詳細(xì)的介紹了各種制動器的特點，相對于鼓式制動器，雖然也有些許劣勢，比如制動效能比較低下，需要利用很大的力才能產(chǎn)生相應(yīng)的制動力來使汽車產(chǎn)生制動效果。我們發(fā)現(xiàn)對于中級轎車，前制動器采用盤式制動器就已經(jīng)足夠，因為本來轎車的質(zhì)量就相對來說比較小，盤式制動器制動鉗的布置可以在車軸之前或之后，制動鉗位于軸前可避免輪胎向鉗內(nèi)甩濺泥水污物，位于軸后則可減小制動時輪轂軸承的徑向合力。相較于鼓式制動器，盤式制動器有很多優(yōu)點，例如：熱穩(wěn)定性好，鼓式制動器在受熱膨脹后，會導(dǎo)致工作半徑變大，只可以接觸到制動蹄的中部， 制動效能降低，這就是熱衰退；水穩(wěn)定性好，由于盤式制動器的特殊結(jié)構(gòu)，可以順

22、利排出進(jìn)入制動器的水；運動方向不會改變制動效能；可以更加便捷地制作雙回路制動系；尺寸小，質(zhì)量小，對于減輕車重有一定貢獻(xiàn)；壓力分布均衡。相對于鼓式制動器其缺點有：不容易防塵和腐蝕；兼做為駐車制動器的時候，手驅(qū)動機構(gòu)更為復(fù)雜；由于其完全靠壓力產(chǎn)生摩擦力，其制動驅(qū)動機構(gòu)中必須有助力器；更換襯快更為頻繁，主要是因為其工作面積比較小。綜合以上分析，對于奧迪 a5 中級轎車前制動器，選擇的是通風(fēng)盤式制動器。 第 3 章 盤式制動器設(shè)計 3.1 車型選擇及整車參數(shù) 本文選用的車型為奧迪 a5 2019 款 Cabriolet 40 TFSI s 時尚型，由于制動器的設(shè)計主要考慮最大

23、制動力矩等極限情況設(shè)計，所以下面給出了其所需滿載的相關(guān)相關(guān)數(shù)據(jù)和部分空載參數(shù)，其具體內(nèi)容詳見下文表格。 表 3.1 前制動器設(shè)計所需主要參數(shù) 車型 奧迪 a5 2019 款 Cabriolet 40 TFSI s 時尚型 軸距 L （mm） 2770 空載質(zhì)量m0 （kg） 1600 滿載質(zhì)量m （kg） 2000 前輪胎規(guī)格 245/40 R18 滾動半徑r （mm） 271.6 滿載質(zhì)心位置a （mm） 1355 滿載質(zhì)心位置b （mm） 1415 滿載質(zhì)心高度 hg （mm） 730 附著系數(shù)j （假設(shè)良好路

24、面） 0.7 3.2 制動力分配系數(shù) 絕大多數(shù)轎車前后制動器制動力的比值是一定的，常用前制動器制動力與總制動力之比來表示，我們稱之為制動器制動力分配系數(shù)，符號b ，得 b = Fu1 Fu （3.1） 同步附著系數(shù)可以借助解析式計算出來，本設(shè)計給定的同步附著系數(shù)為 0.8，當(dāng)汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動時，前后車輪同時抱死，有 b = b + j0hg  （3.2） 1- b a -j0hg 經(jīng)計算得 b == j0 hg + b 0.8′ 730 +1415 = 0.72  （3.3）

25、 L 2770 3.3 制動器最大力矩 本設(shè)計選取了較大的同步附著系數(shù)，所以我們需要從汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，當(dāng) j > j0 時，假設(shè)j0 = 0.8 ，相應(yīng)的極限制動強度q = j0 = 0.8 ，達(dá)到極限制動能力，因此前后車輪制動器的最大制動力矩應(yīng)為 T = G (a - qh )jr = 1214.99Ngm （3.4） u 2 max T L g = b T  = 3124.27Ngm  （3.5） u1max 1- b u 2 max 對于單個盤式制動器所受到的力矩，其數(shù)值應(yīng)該

26、為上面最大力矩的一半。 3.4 制動效能因數(shù) 為了衡量制動器制動效能的好壞，我們引入了制動器的制動效能因數(shù)的概念，用符號 K 表示制動效能因素，鼓式制動器的效能因素一般比較高，因此大多用在貨車或者重型汽車上。對于本文采用的盤式制動器，采用一般摩擦材料的時候，摩擦因數(shù)在 0.3-0.5 之間， 盤式制動器的制動效能因數(shù)和摩擦因數(shù)有如下關(guān)系 𝐾 = 2𝑓 （3.6） 本設(shè)計中取𝑓=0.4，得 K=0.8。 3.5 盤式制動器主要參數(shù)確定 3 制動盤直徑 D 制動盤的直徑受到輪輞直徑的限制，其數(shù)值在輪輞直徑的

27、 70%-79%中選取,得最小直徑 Dmin =18 ′ 25.4 ′ 0.7=320.04mm,最大直徑 Dmax = 18 ′ 25.4 ′ 0.79=361.188mm。這里我選擇 340mm。 4 制動盤厚度 h 對于通風(fēng)盤式制動器，制動盤厚度不宜過小，否者強度達(dá)不到要求，制動盤的厚度有一定的取值范圍，其數(shù)值比實心盤要大一定數(shù)值，其厚度為 20-50mm,采用較多的值為 20- 30mm，但是根據(jù)最新的研究趨勢，奧迪車制動盤的厚度一般在 20-22.5mm 之間，本設(shè)計中選取的厚度是 22mm。 （3）摩擦襯塊的內(nèi)半徑 R1 與外半徑 R2 推薦摩擦

28、襯塊的外半徑 R2 與內(nèi)半徑 R1 的比值不大于 1.5.若比值較大，工作時摩擦襯塊的外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，磨損會不均勻，接觸面積減小，最終會導(dǎo)致制動力矩變化較大。本設(shè)計中取 R2 = 160mm ， R1 = 110mm 。 （4）摩擦襯塊工作面積 A 摩擦襯塊的工作面積越大，單位受力就會越小，但是同時由于質(zhì)量的要求，又不能過大， 根據(jù)經(jīng)驗公式有下列面關(guān)系， 根據(jù)制動摩擦襯塊的單位面積占有的汽車質(zhì)量在 1.6 kg cm2 ~ 3.5 kg cm2 的范圍內(nèi)取。 A = m0 = 2000 = 156.25cm2 1 1.6 ′ 4 ′ 2

29、1.6 ′ 4 ′ 2 A = m0 = 2000 = 71.42cm2 2 3.5′ 4 ′ 2 3.5′ 4 ′ 2 同時根據(jù)相關(guān)資料,我選取襯塊的夾角為70° 有 A = p (R2 - R2 ) 70 = 8246.68mm2 = 82.47cm2 0 2 1  360 第 4 章 制動器的性能分析和校核 4.1 摩擦襯塊磨損特性的分析 為了分析制動盤的摩擦表面的可靠性，我們需要從溫度，壓力和摩擦系數(shù)等來對其進(jìn)行分析，由于其全部動力幾乎都由制動器承擔(dān)，我們用制動器的能量負(fù)荷來表示，可以直接根據(jù)其數(shù)值大小來衡量，當(dāng)數(shù)

30、值越大的時候，我們就可以客觀的得出摩擦襯塊的磨損越嚴(yán)重。 制動器的能量負(fù)荷[9]以其比能量耗散率表作為評價指標(biāo)，它為單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位是W / mm2 。 轎車的單個前制動器比能量耗散率為 1 d m (v 2 - v 2 ) e = 1 2 2 2tA b （4.1） 該式中d 為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；t 為制動時間，s ；v1 , v2 分比為制動初速度和制動綜速度，對于轎車取v1 = 100km / h ；查閱網(wǎng)上視頻資料，奧迪 a5 百公里制動距離為 38.9 m ，制動時間為 2.6 s ,我們假設(shè)在緊急制動時，則v2 = 0,

31、d = 1 ，得 1 mv 2 e = 1 b = 2 2tA ′ 2 1 2000 27.8 ′ 2 0.72 = 4.51w / mm 2 2′ 2.6′8246.68′ 4 對于轎車而言，盤式制動器的比能量耗散率不應(yīng)該大于6w / mm2 ，經(jīng)核算發(fā)現(xiàn)符合要求。 另一個磨損性能指標(biāo)是摩擦襯塊單位摩擦面積的制動摩擦力，稱為比摩擦力，它的符號為 Ff 0 。其數(shù)值越大，則磨損越嚴(yán)重。單個車輪制動器的比摩擦力為 Ff 0 = Tu rA0  （4.2） 其中 A0 上面所求的四倍的摩擦襯塊面積，因為前軸制動力矩被四個摩

32、擦面積給承擔(dān)，即有 A0 = 4 A ，帶入已知數(shù)據(jù)得 Ff 0 為 0 符合要求。 Ff 0 = Tu1max rA0 = 3124.27 0.2716 ′ 4 ′ 8246.68 = 0.41N / mm2 < F = 0.48N / mm2 4.2 制動器熱容量和溫升的核算 對于盤式制動器制，盤式制動器如果在多次制動的時候，溫度升高過快，容易導(dǎo)致制動失效，因此我們要校核制動器的熱容量和升高的溫度是否滿足以下關(guān)系 1 E DT = 2 Jmd cd 1 ′10-9 ￡ [DT ] （

33、4.3） 式中 J ————熱功當(dāng)量，其值為 4.18； md ————制動盤質(zhì)量，其值為： md = p D2hr 4  (4.4) cd ——制動盤材料的比熱容，本文選用的鑄鐵cd = 482 J (kg.K ) ； E1 ——汽車制動時汽車的動能轉(zhuǎn)化為前軸車輪制動器所吸收的部分能量； E = 1 mv 2 b (4.5) 式中： m ——汽車滿載時質(zhì)量； 1 2 0 v0 ——汽車制動時的初速度，取100 km h = 27.8m s ；

34、 b ——汽車制動器制動力分配系數(shù)。代入數(shù)據(jù)計算得 1 ′ 1 ′ 2000 ′ 27.82 ′ 0.72 DT = 2 2 2 = 9.47 K < [DT ] = 15K 4.18′ p ′ 0.34 ′ 0.022 ′ 7.3 ′ 482 ′10-9 4 所以本文設(shè)計的盤式制動器滿足一次制動要求。 4.3 盤式制動器的力矩的計算 盤式制動器需要在一定制動管路壓力下，獲得足夠高的制動力矩，假設(shè)在理想情況下， 盤式制動器的制動力矩為 Tf = 2 fNR （4.6） 其中， f 為前文已經(jīng)介紹的制動因素， N

35、為單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力，有 N = P0 gAw （4.7） 查閱汽車設(shè)計手冊得轎車壓力管壓力一般不超過10 ~ 12Mpa ，對于盤式制動器可以跟 高，取 P0 = 12Mpa ，輪缸直徑在 GB7524-87 標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取。本設(shè)計中取 50mm， R 為制動盤半徑，由于盤式制動器的摩擦襯塊徑向尺寸相差不大，我們在確定 R 的時候采 用平均半徑就已經(jīng)符合要求。且有 A = p ′ 502 = 1963.50mm2 ， R = R1 + R2 = 160 +110 = 135mm w 4 2 2 綜合（4.5）和（

36、4.6）可以得到 T = 2 ′ 0.4′12′1963.50′135′10-3 = 2544.70N gm > Tu1max = 3124.27 = 1562.14N gm f 2 2 所以滿足要求。 4.4 駐車制動能力 對于本文中的前制動器，我們需要衡量其在上坡路和下坡路的駐車情況，良好的停駐 能力對于汽車安全性至關(guān)重要，根據(jù)理論力學(xué)可知，汽車上破和下坡停駐時的后輪附著力分別為 F j = mgj (a cosa + h sin a ) （4.8） Z 2 L g F j = mgj (a cosa - h sin a ) （4.

37、9） Z1 L g 解方程得停駐的極限上坡路傾角和下坡路傾角分別為 a = arctan ja = arctan L -jhg 0.7 ′1355 2770 - 0.7 ′ 730 = 22.78o a ￠ = arctan ja = arctan L + jhg 0.7 ′1355 2770 + 0.7 ′ 730 = 16.7o 大于11.3o ，即滿足各類汽車的最大停駐坡度不小于 16%-20%的要求。 4.5 制動效能的分析 依據(jù) GB7258-2012 第 7.10 條，乘用車制動初速度為 50 km /

38、 h ，滿載制動距離要求小于等于 20 m ，同時根據(jù)根據(jù)中國 GB 21670-2008（ 類車），對于 100 km / h 的制動初速度的制動距離要求是小于 70 m ，良好路面行駛的時候，滿載的制動距離 u ? t '' ? u 2 S = a0 ? t ' + 2 ÷ + a0 （4.10） 3.6 è 2 2 ? 25.92a b max 式中： t2 ' ———是制動器開始產(chǎn)生作用所需時間，這里取 0.05 s 2 t '' ———減速度增長所持續(xù)時間，這里取 0.2 s a

39、——最大制動減速度，有a = jg = 0.7′9.8 = 6.86m / s2 max 得制動距離為 S1 = bmax ( ) 50 502 0.05 + 0.1 + = 16.14m < [S ] = 20m 3.6 25.92′ 6.86 S1 = 100 1002 ( ) 0.05 + 0.1 + = 60.41m < [S] = 70m 3.6 25.92 ′ 6.86 符合要求。 第 5 章 制動器主要零件設(shè)計 5.1 制動輪缸 制動輪缸安裝在制動鉗上，將制動主缸輸

40、入的液壓力轉(zhuǎn)化為機械能作用在制動鉗上，制動鉗接著作用于制動盤上產(chǎn)生制動效果。制動輪缸需要滿足一定的強度，其缸體由灰鑄鐵 HT250，需要鏜磨。輪缸直徑在國標(biāo)中尺寸序列中選取，本文采用的是 50 mm 。 5.2 制動盤 本設(shè)計中采用通風(fēng)盤式制動器，在制動盤之間開槽，同時在制動盤上挖孔， 增加制動盤的散熱面積。當(dāng)制動盤轉(zhuǎn)動的時候，轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的風(fēng)會加快散熱，制動盤的制造需要滿足摩擦系數(shù)要求和強度要求，需要滿足其兩側(cè)表面不平行度大于 0.008 mm ，制動盤的盤面擺差不應(yīng)該大于 0.1 mm 。 5.3 制動鉗 制動鉗可由可鍛鑄鐵 KTH370-12 或者球墨鑄

41、鐵 QT400-18 制造，本設(shè)計中制動鉗總高度為 145mm，同時制動鉗背面會打出一個槽，這樣有利于制動盤和制動塊的通風(fēng)散熱，其上方直接連接著制動輪缸，西方會接觸制動塊。所以上下表面需要滿足一定的平整度，制動鉗體夾著制動塊和制動盤，其強度和剛度都比較重要。制動鉗可以安裝在車軸的前方或者后方，位于車軸前可以更好地避免甩出來的泥巴或者水，以免弄臟車身，位于車軸后則可以減小制動時輪轂軸承的合成載荷，由于現(xiàn)在轎車行駛的路面比較清潔和平穩(wěn)，所以本設(shè)計中前制動鉗位于車軸后。 5.4 制動塊 制動塊十分重要，制動塊如果太薄就需要不定期更換，如果太厚，則對于汽車的整體重量來說是一個沉重的負(fù)擔(dān)。

42、制動塊需要有背板和摩擦塊兩個連接在一起。由可鍛鑄鐵或者球墨鑄鐵打造而成，少數(shù)制動塊由鋁合金制造而成。同時活 塞必須壓著整個制動塊，否則就容易產(chǎn)生卷腳或者引起尖叫的聲音，選擇摩擦襯塊厚度為 17 mm ，背板厚度 6 mm 。 5.5 制動支架 在制動過程中，制動鉗架至關(guān)重要。制動時，制動液通過進(jìn)油口將壓力傳給制動鉗活塞，制動活塞又將壓力傳遞給摩擦塊，產(chǎn)生制動力，達(dá)到制動效果。制動鉗和制動鉗架通過軸銷連接并可以相對滑動。制動鉗架應(yīng)該滿足一定的強度和剛度要求。本設(shè)計中制動支架的總高度為 89mm，制動支架應(yīng)根據(jù)制動鉗的尺寸進(jìn)行設(shè)計，其和制動鉗通過螺栓禁錮在一起，需要滿足一定的強

43、度要求。鑄造后要進(jìn)行打磨，表面不得存在夾砂、氣孔等缺陷，去毛刺、尖角，不得補焊，制動支架的生產(chǎn)材料一般選取 KTH370-12。 5.6 摩擦材料 以往的摩擦材料是以石棉為主，現(xiàn)在發(fā)現(xiàn)有毒，用的比較少了。其性能應(yīng)該滿足具有高的而且穩(wěn)定的摩擦系數(shù)、優(yōu)良抗熱衰退性能、耐磨性、噪聲小等。本設(shè)計中采用的摩擦材料是以多種有機、無機、纖維合成的半金屬摩擦材料。 5.7 制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機構(gòu) 制動盤和制動塊之間需要設(shè)置好合理的間隙，工作間隙過短，會導(dǎo)致意外的不必要磨損，制動間隙過長，則會導(dǎo)致制動反應(yīng)遲鈍，使得制動距離過長。考慮到制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機械變形，

44、因此制動器在冷態(tài)下的間隙應(yīng)有試驗確定。間隙的大小受到車型的限制，一般取值范圍為單側(cè)間隙為 0.05mm 到 0.15mm,總間隙為 0.1mm 到 0.3mm。本設(shè)計制動總間隙取 0.2mm。 5.8 彈簧夾的設(shè)計 彈簧夾可以利用其彈力將摩擦襯塊固定在制動鉗支架上，以防止其松動，彈簧夾應(yīng)該有足夠高的疲勞壽命，同時也應(yīng)該彈力大小合適，起到良好的作用。 第 6 章 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式設(shè)計與分析 6.1 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 制動驅(qū)動機構(gòu)根據(jù)制動力的來源不同可以分為三種，其中可以分為簡單制動、伺服制動和動力制動。最常見的動力制動系是氣壓制動系，不過

45、由于其噪聲比較 大，很少用。簡單制動結(jié)構(gòu)簡單和工作可靠，但是機械效率低。按照伺服制動系 統(tǒng)能源的不同，可以分為真空伺服制動系、氣壓伺服制動系統(tǒng)和液壓伺服制動系 統(tǒng)。其中真空伺服制動系多用于總質(zhì)量在 1.1-1.5 t 以上的轎車，奧迪 A5 中級轎 車的質(zhì)量在一噸左右，所以本文采用真空伺服制動系，其回路圖如下 圖 6.1 真空助力式伺服制動系回路圖 1- 制動踏板；2-控制閥；3-真空伺服氣室；4-制動主缸 5-貯液罐 6-制動信號號燈液壓開關(guān)；7—真空管路；8—真空單向閥；9—前盤式制動油缸；10—后鼓式制動輪缸 6.2 制動管路的多回路系統(tǒng) 在制動過程中，如

46、果我們采用單回路系統(tǒng)，則當(dāng)萬一回路失效后，會產(chǎn)生非常嚴(yán)重的交通事故，因此我們選擇好多回路系統(tǒng)來提高制動驅(qū)動機構(gòu)的工作可靠性。雙軸汽車的五種雙回路系統(tǒng)方案圖如下 圖 6.2 不同的雙回路系統(tǒng)布置 在這五種雙回路系統(tǒng)中，由于（b）為交叉型，簡稱 X 型，由于結(jié)構(gòu)簡單，任何一回路失效仍能夠保持 50%的制動效能，而且制動力分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，所以本設(shè)計 中選擇 X 型。其他的回路由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜或者僅用于重型貨車等，所以本設(shè)計中不予考慮。 6.3 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計 ? 6.3.1 制動輪缸的工作容積計算 根據(jù) GB7524-87 輪缸直徑

47、應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為： 14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。前文已經(jīng)給出前制動輪缸直徑為 50 mm ，由于后輪制動力一般小于前輪制動力，現(xiàn)在假設(shè)后輪缸直徑為 40 mm ，由輪缸的工作容積計算公式有 p n 2 Vw = ? d wd 4 1 （6.1） 式中： dw ——一個輪缸活塞的直徑（取 1）； n——輪缸的活塞數(shù)目； d ——個輪缸活塞在完全制動時的行程，本文取 3 mm（參考于比亞迪活塞行程一般取 3-7mm） 得前輪輪缸和后輪輪缸的工

48、作容積分別為 VW 1 = 3.14 n 2 ′ 3′10-3 = 5.89ml(n = 1) ? 50 4 1 VW 2 = 3.14 n 2 ′ 3′10-3 = 3.78ml(n = 1) ? 40 4 1 得全部輪缸的工作容積為 V = 2VW 1 + 2VW 2 = 19.32mL ? 6.3.2制動主缸直徑與工作容積 在轎車制動主缸的工作容積計算的時候， 可取 Vm = 1.1V ； 將上面所算出來的 V =19.32mL 帶入得到Vm = 21.25mL ，一般 sm =（0

49、.8～1.2）dm ，取 sm =0.8 dm ，由公式 p 2 得dm = 32.34 mm Vm = 4 d m sm （6.2） 根據(jù)主缸系列直徑標(biāo)準(zhǔn)：14.5，16，17，19，20.5，22，26，28，32，35，38，42， 46mm。本設(shè)計中取dm = 35mm, sm = 28mm 。 ? 6.3.3制動踏板力與踏板行程分析 對于轎車，制動踏板力不應(yīng)該小于 500 N ，制動踏板力有如下公式進(jìn)行驗算 F = p d 2 p 1 × 1 （6.3） 式中： dm ——主缸活塞直徑； p ——制

50、動管路的液壓； P 4 m i h P iP ——踏板機構(gòu)傳動比， iP = r2 ，一般為 2～5；（在本設(shè)計中取 5） r1 h ——踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，h = 0.85～0.9（取h = 0.93） 根據(jù)上式得： F p 2 -6 6 1 1 P = 4 ′ 35 ′10 ′12 ′10 ′ ′ = 2482.87 N > 500N 0.93 5 因此必須的安裝助力器，由公式  Fp￠ = Fp / I （6.4） 式中： I——助力比，取 5。（本車采用機械液壓助力）

51、Fp￠ = Fp / I =2482.87/5=496.57N<500N 滿足要求。 對于踏板行程，與轎車而言，應(yīng)該小于 150 mm ，制動踏板的工作行程 x p 為： xp = ip (sm + dm1 + dm2 ) （6.5） 式中： d m1 ——主缸中推桿與活塞間的間隙；（取d m1 =2mm）； d m 2 ——主缸活塞空行程，（取d m 2 =1.0mm） 。 將sm = 28mm,dm1 = 2mm,dm2 =1mm,ip = 5代入（6.5）中有 xp = 4(28 + 2 +1) =124mm <150mm ，滿足要求。

52、 結(jié)論 本次畢業(yè)設(shè)計對奧迪 a5 車的前制動器進(jìn)行了設(shè)計與分析，分析前后制動力分配，前制動力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于后制動力，所以前制動器的性能優(yōu)良至關(guān)重要。根據(jù)奧迪 a5 車的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行了制動器最大力矩的計算、在給定利用附著系數(shù)的情況下，核算了百公里制動距離和五十公里制動距離，發(fā)現(xiàn)在沒有考慮 ABS 的情況下就已經(jīng)滿足了要求，由此我們也發(fā)現(xiàn)了良好路面對汽車行駛的重要性。在計算結(jié)果后，對具體盤式制動器進(jìn)行了相關(guān)尺寸的給定， 利用同時也對制動器的溫升、比摩擦力、駐車的最大坡度等進(jìn)行了校核。接著對制動器的主要零件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計，例如計算了制動輪缸的工作容積和制動鉗架等進(jìn)行了設(shè)計，最后就是對前制動器進(jìn)行

53、了相關(guān)分析，例如利用 matlab 編程，實現(xiàn)了該制動器的 I 曲線和 b 曲線相交發(fā)現(xiàn)正是同時抱死的對應(yīng)制動力。本次畢業(yè)設(shè)計從中可以學(xué)到對于設(shè)計制動器而言，汽車的質(zhì)心位置和制動器的尺寸至關(guān)重要，如果質(zhì)心太靠后或者太靠前，對于汽車安全性都是不好的。最后根據(jù)所計算的尺寸進(jìn)行了盤式制動器相關(guān)造型的確定，得到了如附錄中的盤式制動器。通過本次畢業(yè)設(shè)計，對盤式制動器的工作原理和相關(guān)技術(shù)要求有了更加深刻的認(rèn)識。 參考文獻(xiàn) 【1】 潘公宇, 王繼業(yè). 基于轉(zhuǎn)動熱源的通風(fēng)盤式制動器溫度場分析[J]. 重 慶 理 工大 學(xué) 學(xué) 報,2018,32(8):52-58. 【2】 曲杰, 蘇海賦

54、, 余為高. 通風(fēng)盤式制動器制動盤的壽命預(yù)測分析[J]. 機械制造,2011,49(562):43-46. 【3】 董慧麗, 鮑久圣, 陰妍. 盤式制動器摩擦噪聲特性的試驗分析[D].徐州：中國礦業(yè)大學(xué)，2020. 【4】 史志紅.淺析帶式輸送機盤式制動器控制系統(tǒng)設(shè)計[J].機電信息,2020（03）：91-92. 【5】 魯力群,尹永芳,方剛.鉗盤式制動器制動活塞異型密封性能研究[J].潤滑與密封,2019,44(10):109-114. 【6】 楊蒙,黃歡,夏海龍等.一種新型汽車制動器的探究[J].專用汽車,2019(06):58-62. 【7】 楊仁華.基于 ANSY

55、S 的制動卡鉗仿真分析[J].科技與創(chuàng)新,2018(19):127-128. 【8】 史文庫，姚為民.汽車構(gòu)造（第六版）[M].北京：人民交通出版社，2013,330-404 【9】 劉惟信.汽車設(shè)計（M）.北京：清華大學(xué)出版社，2001,667-778. 【10】余志生.汽車?yán)碚摚∕）.北京：機械工業(yè)出版社,2013，113-153. 【11】Hyeong-Rae Kim, Ihn-Sik Weon, Soon-Geul Lee. Development of Multiple-disk Type MR Fluid Brake with Three Modules for W

56、earable Robots Driving Part[C]. ICCAS,2018:1746-1751. 【12】Le Khac Binh. The Effect of Air Gap Between ABS Sensor and Brake Disc to the Anti – lock Braking System Efficiency[C]. IEEE,2018，278-283. 【 13 】 H. Elzein,S. Lakshmanan. Investigation of the Effect of Pole Shape on Braking Torque for a Lo

57、w Power Eddy Current Brake by Finite Elements Method [C].IEEE,2013:263-267. 【14】Toshikazu Okamura. Davis. Interactive Effects of Thermal Deformation and Wear on Lateral Runout and Thickness Variation of Brake Disc Rotors [J]. SAE International ，2016:1214-1226. 【15】Dr.R.Udayakumar and Ramesh Ponnusamy. Computer Aided Design and Analysis of Disc Brake Rotors for Passenger Cars [C].Proes.IEEE,2013:142-146. 【16】過學(xué)迅.汽車設(shè)計（M）.北京：人民交通出版社，2013，208-218. 【17】史文庫，姚為民.汽車構(gòu)造下冊（M）.北京：人民交通出版社，2013，330-350. 致謝