【正文】 這是最完整和詳盡的制動器零件工程圖，是將所設計的盤式制動器由圖紙轉化為實物的重要橋梁。 通過查閱汽車維修手冊，機械設計手冊和相關設計標準，參照盤式制動器的實物，量取其必要的尺寸，最終完成盤式制動器總成的裝配圖。 本次畢業(yè)設計主要針對汽車前輪盤式制動器的設計，先進行了制動系統(tǒng)相關參數的計算，然后進行了盤式制動器的三維建模工作，最后繪制了盤式制動器總成的二維裝配圖和零件圖。f1，符合制動力矩要求。 第 4章 盤式制動器的校核計算 31 在任一單元面積只 RdR ?d 上的摩擦力對制動盤中心的力矩為?dRdfqR2 ，式中 q 為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力， [14]則單側制動塊作用于制動盤上的制動力 ???? )(322 313221 21 RRfqdR df qRT RR ??? ? ?? （ 410） 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 ???? )( 212221 RRfqdR df qRfN RR ??? ? ?? （ 411） 得有效半徑為： )2]()(1[34322 21221 2121223132 RRRR RRRR RRfNTR fe ????????? 令 mRR?21， 則有：me RmmR ])1(1[34 2???= 因 121 ??RRm ， 41)1( 2 ??mm ，故 me RR? 。 由 tcm dd ? =*482*15=81211J〉 1L 可知，制動器的熱容量符合溫升核算的要求。 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： Ltcmcm hhdd ??? )( （ 46） 式中： md——各制動盤的總質量； 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 )的總質量； cd——制動盤材料的比熱容，對鑄鐵 c=482J／ (kg 在緊急制動到 02?v 時，并可近似地認為 1?? ，則有 ?1211 221 tAvme a? （ 4－ 4） )1(2212212 ??? tAvme a （ 4－ 5） 鼓式制動器的比能量耗損率以不大于 ／ mm2 為宜，但當制動初速度 1v 低于式下面所規(guī)定的 1v 值時，則允許略大于 ／ mm2。能量負荷愈大，則襯塊的磨損愈嚴重。 汽車的制動過程是將其機械能 (動能、勢能 )的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。應用 CATIA 軟件進行制動器結構的三維造型建模與盤式制動器的實體結構相似度較高。制動鉗支架的主要尺寸如表 34 所示。 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。該材料力學性能較高，具有耐高溫和減震性能。本設計中輕型客車滿載質量為 1950kg，前輪滿載時地載荷為850kg，經計算可得最優(yōu)的工作面積在 ~133cm2 范圍內，本設計選取A=85cm2。比值設計偏大時，摩擦襯塊內外緣速度相差較大，容易產生偏磨，導致制動力矩發(fā)生改變?？紤]到制動襯塊的工作環(huán)境，摩擦材料應具備穩(wěn)定的摩擦系數，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率。制動盤直徑范圍： D0min = 70% D ≈， D0max = 79% D ≈，取 D0 =280mm。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。制動盤工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。 圖 31 盤式制動器結構圖 制動鉗 活塞 密封圈 活塞護罩 制動鉗支架 制動襯塊 卡簧 制動盤 第 3章 盤式制動器的結構設計 21 制動盤 制動盤的工作環(huán)境比較復雜，當汽車制動時，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，使制動盤很容易產生 “金屬疲勞 ”[8]。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系，它是表達總成的工作原理、零件之間的裝配關系和相互位置，以及裝配、檢驗、安裝時所需要的尺寸數 據和技術要求等的技術文件。f1*re=?m 本章小結 本章完成了受力分析，同步附著系數的確定及計算，以及制動力、制動強度、附著系數利用率、制動器最大制動力矩的計算。在 θ〈 θ0 的良好路面上，相應的極限制動強度 q〈 θ，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 2 m a x 1() ef G L q H g rT L ??? （ 230） 1 m a x 2 m a x1ffTT??? ? （ 231） 式中： θ──為該車所能遇到的最大的附著系數。f1=FB1/2 T180。f1=Ff1/2 T180。f1=FB1/2 T180。f1=FB1/2 T180。f1=Ff1/2 T180。f1──單個前輪制動器制動力； T180。 表 各種路面的附著系數 制動力、制動強度、附著系數利用率的計算 滿載時的情況 1） 汽車在理想路面上行駛 即當 θ=θ0 時，有： FB1=Fθ1， FB2=Fθ2，故 FB=Gθ=magθ=1950**=13377 N q=φ=； ε =q/φ=1 FB1=Fθ1=G(L2+qhg)θ/L= N Ff1=FB1= N F180。 根據設計經驗，空滿載的同步附著系數 0?? 和 0? 應在下列范圍內：轎車：～ ；輕型客車、輕型貨車： ～ ；大型客車及中重型貨車： ～。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛， 0? 值宜取低些。 0? 的選擇與很多因數有關。附著條件的利用情況可用附著系數利用率 ? (或附著力利用率 )來表達，? 可定義為： ??? qGFB ?? 式中 BF ——汽車總的地面制動力； G——汽車所受重力； q——制動強度。 β線 I（滿載） I（空載） 燕山大學畢業(yè)設計 14 (3)當 ? = 0? ，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。同步附著系數的計算公式是：ghLL 20 ?? ?? 對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數 ? 等于同步附著系數 0? 的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。如果汽車前、后輪制動器的制動力 Ff1， Ff2的規(guī)律分配，則可以保證汽車在任何一種路面上，也就是任一附著系數 θ 的路面上制動時，均可以使前、后車輪同時抱死。 以上式子 [4]表明：汽車在附著系數 θ 為任一確定值時，各軸車輪附著力即極限制動力并不是常數，而是制動強度 q 或 FB 的函數。另外，在以下的分析中還忽略了制動時車輪邊滾動邊滑動的情況，并且附著系數為定值 θ。摩擦襯塊是整個盤式制動器總成中最關鍵的部件，對其磨損特性進行校核可以保證制動襯塊的選材和設計的合理性；對溫升和熱容量進行校核，是保證制 動器有良好散熱性的前提。因此，本文的工作主要圍繞參數的設計計算、盤式制動器的三維建模和總成的裝配圖零件圖繪制三個方面展開進行。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 第 1章 緒論 7 圖 131 前輪浮鉗盤式制動器工作原理圖 制動間隙調整原理 當活塞 1 在液壓作用下移向制動盤時，活塞矩形密封圈 3 的刃邊在活塞摩擦力作用下產生微量的彈性變形 δ，如圖 14 a 所示；解除制動時，活塞 1和制動塊在活塞矩形密封圈 3 的彈力作用下回位，如圖 14 b 所示。制動盤內外側的制動襯塊 7 和 8 卡在制動鉗支架上，允許軸向滑動但不準上下竄動 [6]。該種制動器結構在現代轎車輕型客車的應用相當廣泛。 固定鉗式盤式制動器的制動鉗體固定在轉向節(jié)上，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞，制動時，兩個活塞同時推動制動襯塊壓緊制動盤，這種結構又被稱為對置活塞式固定鉗式盤式制動器。 第 1章 緒論 5 本設計盤式制動器的選擇 全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均是圓盤形，制動時盤表面與摩擦元件全部接觸。 盤式制動器的主要缺點： （ 1） 難以完全防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外）。 （ 7） 更換襯塊簡單容易。 （ 3） 制動力矩與汽車運動方向無關。 盤式制動器的優(yōu)缺點 盤式制動器比鼓式制動器的優(yōu)點： （ 1） 熱穩(wěn)定好，原因是一般無自行増力作用，襯塊摩擦表現壓力分布較鼓式中的襯片更為均勻，此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄的中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退，制動盤的軸向膨脹極小， 徑向膨脹根本與性能無關，故無機械衰退問題，因此，前輪采用盤式制動器。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻 (一般約為 l mm)后即應更換。制動時在油液壓力作用下，活塞推動活動制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩制動塊總成受力均等為止。 ② 浮動盤式制動器： 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。 盤式制動器結構形式及其選擇 盤式制動器的結構形式 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 鑒于公路條件的不斷改善，車輛性能尤其是車速的不斷提高，這對汽車的制動安全性提出了更高的要求。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著汽車的形式速度和路面情況復雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命的制動系統(tǒng)。而盤式制動器能提高汽車的主動安全性 ,又較好地解決了制動過程中粉塵污染、制動噪音污染、維修頻繁等鼓式制動器無法解決的問題 [4],在汽車上的應用必將更廣泛。汽車制動過程實際上是一個能量轉換過程，它把汽車行駛時產生的動能轉換為熱能。 關鍵詞 盤式制動器；制動力；制動力分配系數；制動器因數 ； CATIA 軟件 Abstract II Abstract This paper first principle of the car brake and brake on a wide range of analysis,a detailed exposition of the structure of various types of brake, and the advantages and disadvantages of working principle. Accordance with Minibus models and structure chosen for the program Under series models on the market with most of the cars leading trailing, and leading trailing simple structure, performance, middling, design specifications, so I chose to receive from the Sliding Disc brake. This paper is a simple structure recipients from the Disc brake, the brake system of this power, braking force distribution coefficient, such as brake factor calculation. brake on the main parts such as brake pan, brake caliper, bracket, friction linings, piston for structural design and design, design and parison A more precise brake used in the design of this formula are calculated from the reference. This design mainly in view of the light bus front brake design, calculation data first, finish 2 d assembly drawing and 2 d part drawing, And then using CATIA software for 3 d modeling, to more clearly express the structur