【文章內(nèi)容簡介】 0。f1=FB1/2= N T180。f1=F180。f1*re以上式中（下同） FBFB2──汽車前、后軸車輪的地面制動力； FB──汽車總的地面制動力 FφFφ2──前、后軸車輪附著力； q──制動強度； ε──附著系數(shù)利用率； G──汽車所受重力； g──重力加速度； FfFf2──前、后輪制動器制動力（又稱制動周緣力） F180。f1──單個前輪制動器制動力； T180。f1──單個前輪制動器制動力矩。2）當(dāng)汽車在較差路面行駛 即當(dāng)φ〈φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前剛剛首先抱死的條件，即FB1=Fφ1。若取φ=，則制動力FB可以寫為 （219）制動強度q可以寫為 （220）附著系數(shù)利用率可以寫為 （221）可以算出前輪制動器的制動力FB1為 （222）F180。f1=Ff1/2T180。f1=F180。f1*re3） 當(dāng)汽車在較好路面行駛 即當(dāng)φ φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即FB2=Fφ2。若取φ=，則制動力FB可以寫為 （223）制動強度q可以寫為 （224）附著系數(shù)利用率可以寫為 可得后輪制動器的制動力FB2為FB1=FBFB2F180。f1=FB1/2T180。f1=F180。f1*re從計算結(jié)果可知路面條件越好，車輪與路面間的附著系數(shù)越高[6]，則前輪制動器所承受的制動力和制動力矩就越大。 空載的情況1）當(dāng)φ=φ0時，有：FB1=Fφ1，F(xiàn)B2=Fφ2，故FB=Gφ=magφ q=φ=；ε =q/φ=1FB1=Fφ1=G(L2+qhg)φ/LFf1=FB1F180。f1=FB1/2 T180。f1=F180。f1*re2）當(dāng)φ〈φ0 時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即FB1=Fφ1。若取φ0=則制動力FB可以寫為 制動強度q可以寫為 （225）附著系數(shù)利用率可以寫為 （226）可以算出前輪制動器的制動力FB1為 F180。f1=Ff1/2 T180。f1=F180。f1*re3）當(dāng)φ φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛抱死的條件，即FB2=Fφ2。若取φ=，則制動力FB可以寫為 制動強度q可以寫為 （227）附著系數(shù)利用率可以寫為可以算出前輪制動器的制動力FB2為 FB1=FBFB2 F180。f1=FB1/2 T180。f1=F180。f1*re 制動器最大制動力矩的計算 最大制動力矩是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的發(fā)向力ZZ2成正比。 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)φ0值的汽車，為了保證在φ φ0的良好路面上能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 （228） （229）對于常遇到的道路條件較好、車速較高因而選取了較大的同步附著系數(shù)φ0值的汽車，應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。在φ〈φ0的良好路面上，相應(yīng)的極限制動強度q〈φ，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （230） （231）式中：φ──為該車所能遇到的最大的附著系數(shù)。 對于輕型客車來說[7]，它通常是在較好的路面上行駛，所以它適用第二種情況，這里可以取φ=， 由此可知單個制動器所需要提供的制動力和制動力矩為：F180。f1=FB1/2= NT180。f1=F180。f1*re=?m 本章小結(jié) 本章完成了受力分析，同步附著系數(shù)的確定及計算，以及制動力、制動強度、附著系數(shù)利用率、制動器最大制動力矩的計算。通過這幾項的計算對接下來的盤式制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計有重要的參考價值和意義。第3章 盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 在盤式制動器的設(shè)計過程中，一般分為三個步驟：第一，查閱相關(guān)資料，參照已有實物。第二，繪制盤式制動器的二維裝配圖。裝配圖是用以表示制動器總成及其組成部分的連接裝配關(guān)系，它是表達(dá)總成的工作原理、零件之間的裝配關(guān)系和相互位置，以及裝配、檢驗、安裝時所需要的尺寸數(shù)據(jù)和技術(shù)要求等的技術(shù)文件。第三，閱讀裝配圖并拆畫零件圖。拆畫零件圖時要確定表達(dá)方案，補全零件的局部結(jié)構(gòu)形狀并標(biāo)注零件圖上的尺寸和表面粗糙度，最后要寫明零件的技術(shù)要求。如圖31所示，盤式制動器的主要零部件包括制動盤，制動襯塊，制動卡鉗和制動鉗支架等。制動盤卡簧制動襯塊制動鉗支架活塞護罩密封圈活塞制動鉗 圖31 盤式制動器結(jié)構(gòu)圖21第3章 盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 制動盤 制動盤的工作環(huán)境比較復(fù)雜，當(dāng)汽車制動時，制動盤溫度急劇上升，制動取消后，溫度又隨之下降，這種溫度的驟升驟降，使制動盤很容易產(chǎn)生“金屬疲勞”[8]。因此，為保證制動盤的性能持續(xù)良好，設(shè)計便對其材料和工藝產(chǎn)生了較高的要求。制動盤采用鎳鉻合金鑄鐵制成，該材料具有很好的耐磨、耐熱、耐蝕以及降噪減重等性能，能夠滿足制動盤的工況需求。制動盤結(jié)構(gòu)形狀為禮帽形，其圓柱部分長度取決于布置尺寸。制動盤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。為了改善冷卻效果，將制動盤做成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤。通風(fēng)式制動盤厚度取為20~50mm，采用較多的是20~30mm。本設(shè)計中制動盤厚度h選取24mm。制動盤的有效半徑得到增加，可以見效制動鉗的加緊力，降低襯塊單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%79%。總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取上限。SQR6468輕型客車車輪輞直徑D = 14in。制動盤直徑范圍：D0min = 70% D ≈，D0max = 79% D ≈，取D0 =280mm。 圖32 制動盤建模造型圖 表31 制動盤主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位制動盤直徑D0280mm制動盤厚度h24mm通風(fēng)孔厚度t8mm制動盤內(nèi)徑d130mm制動盤帽高h(yuǎn)050mm制動盤禮帽直徑D1150mm在CATIA軟件中，對制動盤進行三維建模，得到的效果如圖32所示。 制動襯塊制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。作為制動系統(tǒng)中最關(guān)鍵的部件，制動塊中摩擦材料的選擇，對制動效能的優(yōu)良以及汽車制動系統(tǒng)的可靠性起著至關(guān)重要的作用?？紤]到制動襯塊的工作環(huán)境，摩擦材料應(yīng)具備穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，良好的耐磨、耐熱、耐蝕性能以及低的吸液能力和低的熱傳導(dǎo)率。本設(shè)計中選用半金屬摩擦材料，這種材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其中金屬纖維和粉末的含量在40%以上，目前，這種材料在美國、歐洲各國廣泛應(yīng)用，已經(jīng)成為盤式制動器的主流摩擦材料。本設(shè)計中制動襯塊的外形采用扇形結(jié)構(gòu)。比值設(shè)計偏大時，摩擦襯塊內(nèi)外緣速度相差較大，容易產(chǎn)生偏磨，導(dǎo)致制動力矩發(fā)生改變。本設(shè)計中外半徑取R2=135mm，內(nèi)半徑取R1=90mm。R2/R1≈，符合設(shè)計要求。制動襯塊的工作面積決定制動力矩的大小，汽車設(shè)計教材在確定盤式制動器襯塊工作面積A時，根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量。本設(shè)計中輕型客車滿載質(zhì)量為1950kg，前輪滿載時地載荷為850kg，~133cm2范圍內(nèi)，本設(shè)計選取A=85cm2。 表32 制動襯塊主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位制動襯塊外半徑R2135mm制動襯塊內(nèi)半徑R190mm制動襯塊工作面積A85cm2在CATIA軟件中，對制動襯塊進行三維建模，得到的效果如圖33所示。 圖33 制動襯塊建模造型圖 制動鉗為確保汽車良好的制動性，對制動鉗的性能要求不斷提高，現(xiàn)代汽車制動技術(shù)要求制動鉗應(yīng)具有耐高溫、制動平穩(wěn)高效、強度剛度足夠、輕量化以及良好密封等性能特點。本設(shè)計中選用球墨鑄鐵作為制動鉗的制造材料。該材料力學(xué)性能較高，具有耐高溫和減震性能。表33 制動鉗主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位制動器油缸直徑D52mm鉗口寬度B64mm導(dǎo)向銷直徑D010mm排氣螺栓直徑D16mm通風(fēng)孔面積S8cm2油管直徑D210mm制動鉗的相關(guān)尺寸確定主要取決于制動器總成的裝配要求。鉗口寬度的確定主要考慮制動盤的厚度與摩擦襯塊的厚度之和以及必要的運動間隙。制動器油缸直徑應(yīng)使油泵活塞與摩擦襯塊充分接觸，以保證足夠的制動力和力矩。 在CATIA軟件中，對制動鉗進行三維建模，得到的效果如圖34所示。 圖34 制動鉗建模造型圖 制動鉗支架制動鉗支架固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上，制動鉗體用緊固螺栓與制動鉗導(dǎo)向銷聯(lián)接，導(dǎo)向銷插入制動鉗支架的孔中作動配合[9]，制動鉗體可沿導(dǎo)向銷作軸向滑動。內(nèi)外制動襯塊用止動彈簧卡在制動鉗支架上，可以軸向移動但不許上下竄動。表34 制動鉗支架主要參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值單位聯(lián)接轉(zhuǎn)向節(jié)孔距L212mm導(dǎo)向銷孔距l(xiāng)198mm導(dǎo)向銷孔深h40mm總長a226mm總寬b70mm總高c95mm制動鉗支架是連接轉(zhuǎn)向系和制動系的關(guān)鍵部件，其結(jié)構(gòu)尺寸以及裝配關(guān)系要受到制動鉗、制動盤以及轉(zhuǎn)向節(jié)等部件的制約。制動鉗支架的主要尺寸如表34所示。在CATIA軟件中，對制動鉗支架進行三維建模，得到的效果如圖35所示。 圖35 制動鉗支架建模造型圖 盤式制動器總成裝配圖 圖36 盤式制動器建模造型圖在CATIA裝配環(huán)境中，將先前已經(jīng)建好的制動盤、制動鉗、制動襯塊、制動鉗支架、放氣螺釘及導(dǎo)向銷等零件體按照盤式制動器總成的相對位置關(guān)系進行裝配，最終得到的盤式制動器總成裝配效果圖，如圖36所示。 本章完成了盤式制動器的零件造型設(shè)計、加工材料選擇以及盤式制動器總成裝配圖生成等結(jié)構(gòu)設(shè)計工作。應(yīng)用CATIA軟件進行制動器結(jié)構(gòu)的三維造型建模與盤式制動器的實體結(jié)構(gòu)相似度較高。二維圖完成基礎(chǔ)圖紙之后畫出三維草圖，以便于更清楚了解制動器結(jié)構(gòu)。33第4章 盤式制動器的校核計算 第4章 盤式制動器的校核計算 摩擦襯塊的磨損特性計算摩擦襯塊的磨損，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[10]。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)。此時由于在短時間內(nèi)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[11]。能量負(fù)荷愈大，則襯塊的磨損愈嚴(yán)重。制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(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，其單位為W／mm2。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （41） （42） （43）式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；，——汽車制動初速度與終速度，m／s；計算時轎車取km/h()；=80km/h()；總質(zhì)量3．5t以上的貨車取=65km／h(18m／s)； j——制動減速度，m／s2，計算時取j=0．6g； t——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯塊的摩擦面積；——制動力分配系數(shù)。在緊急制動到時，并可近似地認(rèn)為，則有 （4－4） （4－5） ／mm2為宜，但當(dāng)制動初速度低于式下面所規(guī)定的值時，／mm2。／mm2。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損[12]，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂[13]。這個結(jié)果符合要求。應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （46）式中： md——各制動盤的總質(zhì)量； mh——與各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；cd——制動盤材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kgK)，對鋁