盘式制动器的设计计算.docx

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盘式制动器的设计计算

4.1相关主要技术参数

整备质量    1570   kg

载客人数    5      人

最大总质量  2470   kg

轴距        2737   mm

载荷分配：

  空载：

前  800   Kg   后   770   Kg

满载：

前  990   Kg   后   1310  Kg

重心位置：

  Hg（满）=725

Hg（空）=776

轮胎型号    245/45R18

4.2盘式制动器主要参数的确定

4.2.1 制动前盘直径D

       制动盘直径D应尽可能取大些，这使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%。

根据在给出的汽车轮胎半径为18in，即轮辋直径为18×25.4=457.2≈457mm，同时参照一些车型的制动盘直径后选定该轻型较车盘式制动器的制动盘直径为356mm（制动盘的直径取轮辋直径的77.9%）。

4.2.2 制动前盘厚度h

     制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。

为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约20％一30％，但盘的整体厚度较厚。

而一般不带通风槽的客车制动盘，其厚度约在l0mm—13mm之间。

为了使质量小些，制动盘厚度不宜取得很大。

这里取厚度为12mm。

4.2.3前盘摩擦衬块外半径与内半径

摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。

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，最终会导致制动力矩变化大。

根据前面制动盘直径的确定：

由于制动盘的半径为178mm，而摩擦衬块的外半径要比制动盘的半径小，初取168mm。

则为124mm。

对于常见的具有扇行摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取R等于平均半径，同时也等于有效半径，而平均半径 而式中、也就是摩擦衬块的内外半径，即

擦衬块的有效半径文献[3]

                R=            （4—1）

与平均半径R=146mm的值相差不大，

且满足m=<1,的要求，

所以取R=146mm。

4.2.4前盘制动衬块面积A

          对于盘式制动器的工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.6～3.5范围内选用。

则制动衬块的面积为文献[3]：

              （4-2）

式中，、为衬块的内外半径。

                     图4—１摩擦衬块几何状况

为制动衬块在制动盘上所占的中心角，一般为，在此取的即弧度。

4.3制动力和制动力矩的确定

通过满载时的前轮支反力，得到最大地面制动力矩，而后通过它于制动器制动力矩的关系，求出初始,再求出d,并根据国标对制动轮直径d进行选值，反过来求出实际设计时的和制动力矩。

假定制动衬块的摩檫表面全部与制动盘接触。

且各单位压力分布均匀，则制动器制动力矩文献[3]：

                                 （4-3）

式中：

  f  ------摩檫系数取0.3；

        ------单侧制动块对对制动盘的压紧力；

        R  -----作用半径。

               且                        （4-4）

式中：

 ：

满载时前轮的支反力，其值为990Kg×9.8=9702N。

：

地面峰值附着系数，设计的该客车大致都在干燥或潮湿的沥青路面上行驶，根据文献[4]可取=0.7。

r:

车轮有效半径，文献[5]车轮直径=车轮宽度*扁平率*2+轮辋直径*25.4

 =245×0.45×2+18×25.4=677mm，所以车轮半径为

r=677/2=338.5

               根据    得：

                                       （4-5）

                即   

            计算得   

由制动轮缸对制动块施加的张开力与轮缸直径d文献[3]和制动管路压力P的关系为 。

可以计算出轮缸最小直径：

                （4-6）

式中：

P：

制动管路压力，对于盘式制动器选取为14；

：

在GB7524—87中选择标准规定的尺寸中选取，此处选取的值为38mm。

根据轮缸半径的确定，

则            （4-7）

因为

所以，所以满足要求

4.4摩擦衬块的磨损特性计算

摩擦衬块的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑摩速度等多种因素有关，因此在理论上计算磨损特性能极为困难。

但实验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。

在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。

此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及散发到大气中，而被制动器所吸收，指使制动器温度升高。

这就是所谓制动器的能量负荷。

能量负荷越大，则衬块大许多倍，所以制动盘的表面温度很高。

在这种情况下，必须用比能量耗散率来衡量衬块的磨损特性。

单个前轮的制动器的比能量耗散率为文献[3]：

             （4-8）

式中，：

为汽车总质量2470；

       ：

为制动时间（），=27.8／0.6×9.8S=4.73S；         ：

为制动减速度（），计算时取；

       ：

为前制动器衬块的摩擦面积（）。

        ：

为汽车回转质量换算系数，在紧急制动到停车的情况下，，并可以认为。

   、：

制动初速度和终速度（），计算时取       

       ：

为制动力分配系数。

在式（4-4）中，取路面峰值附着系数为0.7，考虑到前后轮同步抱死，取同步附着系数也为0.7。

由代入数据  0.7=（2737*-1178）/725计算得。

轿车的比能量耗散比应不大于6.0。

而。

满足要求。

4.5制动器热容量和温升的核算

   要核算制动器的热容量和温升是否满足下列条件：

                                                （4-9）

式中：

——前轮各制动盘的总质量；

  ——与前轮制动盘连接的受热金属件（如轮辐、轮辋、制动钳体等）的总质量，这里取。

  ——制动盘材料的比热容，对；

  ——与制动盘相连的受热金属件的比热容；

  ——制动盘的温升（一次由到完全停车的强烈制动，温升不应超过）；

   L——满载汽车制动时由动能转变的热能，由于制动过程迅速，可以认为之中所产生的热全部由前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即

式中：

 ——满载汽车总质量 ；

——汽车制动器动力分配系数，；

   ——汽车制动时的初速度。

可取

所以：

                              （4-10）

因此满足要求。

液压制动机构的设计计算

在制动主缸的设计时先计算出一个轮缸的工作容积：

                                  （5-1）

式中：

 ：

为一个轮缸活塞的直径，其值为38；

       ：

为一个轮缸活塞在完全制动时的行程，

 在初步设计时取；

：

消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程；

：

由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬块的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算。

全部轮缸的总工作容积为：

                 （5-2）

                   式中：

 m----轮缸的数目。

制动主缸的直径应符合GB7524-87的系列尺寸，主缸直径的尺寸系列为文献[3]：

14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.40），26，28，（28.58），30，32，35，38，42，46mm

则制动主缸应有的工作容积

                                                            （5-3）

式中：

 ----全部轮缸工作容积；

      -----制动软管在液压下变形而引起的容积增量。

在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积取为=1.3×13600=17680

主缸活塞行程，取

则主缸活塞行程和活塞直径可用下式确定：

                                                           （5-4）

                                 （5-5）

根据GB7524—87的尺寸系列，圆整主缸直径。

通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比

     ，所以满足要求。

5.3液压轮缸的校核计算

从材料力学来考虑，液压缸承受液体内压力，从而在液压缸内产生内应力，使缸体的强度往往不够，这样就会引起液压缸工作工作过程中卡死和漏油，所以必须要对液压缸进行校核计算。

对于厚缸壁用下式进行校核[7]：

从而得到

         （5-6）                           

式中，：

为实验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5）倍。

其值为；

      ：

为轮缸缸壁厚度，因为用厚壁缸，所以，其值为；

      ：

为轮缸缸径，值为。

，应力满足要求。

5.4液压主缸的校核计算

  液压主缸也是厚缸壁，同理用式（5—6）来校核计算：

       （5-7）                               

式中，：

：

为主缸缸壁厚度，其值为。

          为轮缸缸径，值为。

，应力满足要求。

同理得出后制动盘的参数：

        后制动盘外径

摩擦衬块外半径与内半径

制动盘厚度

摩擦衬块厚度

摩擦面积

356mm

R1=124mm，R2=178mm

12mm

15mm

56cm