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1、盘式制动器的设计计算4.1相关主要技术参数整备质量1570kg载客人数5人最大总质量2470 kg轴距2737mm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）=725Hg（空）二776轮胎型号245/45 R184.2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18X25.4=457.2 2 457m
2、m，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% 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l0mm13mm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R与内半径R1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
3、，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，R2初取168mm。则 R 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R，同时也等于有效半径R，而平均半径R = R :气=146mm 而式中R、R也就是摩 em 212擦衬块的内外半径，即R/ R2 = 292mm擦衬块的有效半径文献3R2* R 3 R32*28350083*R| -R2/- 3*128481)=147 mm(4-与平均半径Rm
4、 =146mm的值相差不大，且满足 m二 = 0-738 M = - x F x 中 x r（4-H0H max 2z15）即 2 x 0.3 x F x 0.146 - x 9702 x 0.7 x 0.33902计算得F0 13140.9N由制动轮缸对制动块施加的张开力F0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:d = ：4 x 13140.9=34.6mm3.14 x 14 x 106(4-6) 式中：P：制动管路压力，对于盘式制动器选取为14 MPa ；d :在GB752487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， 兀 d 2
5、3.14 x 0.0382F0 =- P =x 14 x 106 = 15870N(4-7)因为 F0 = 15870N 13140.9N所以满足要求Mh = 2FR = 2x 0.3x 13140.9 x 0.146 = 1151.1N - m4.4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
6、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：e = 1 .饥 J；卜 1 x 2470x 沔 x 0.616 = 5.55W. mm21 22tA14 x 4.73 x 11200（4-8）式中，m a :为汽车总质量2470K g ;t :为制动时间（s ）, t = 1 . 2 =27.8/0.6X9.8S=4.7
7、3S；，：为制J动减速度（ms 2），计算时取j=6 g ；A1 :为前制动器衬块的摩擦面积（mm2 ）。A1 = 2 x 5600mm2 = 11200mm25 :为汽车回转质量换算系数，在紧急制动到停车的情况下，匕=0,并可以认 为5 =1。、v2 :制动初速度和终速度（%），计算时取v1=100km/h（27.8m,js）6 :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Lp- b轮同步抱死，取同步附着系数也为 0.7。由=,代入数据 0.7=0 hg（2737* P -1178） /725 计算得 P = 0.616。轿车的比能量耗散比应不大于6.0W.
8、mm2。而5.55W mm2 L（4-9）式中：md前轮各制动盘的总质量；md = 2x pV = 2x兀x 17.82x1.2x 7.3g = 17.4kgmh 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10kg。制动盘材料的比热容，对c = 482 J： （kg - K）,对铝合金c = 880 J： （kg - K）；匕一一与制动盘相连的受热金属件的比热容;位 制动盘的温升（一次由匕=30km/h到完全停车的强烈制动，温升不应超过15C ）；生的热全部由前、配比率分配给前、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 后制动器所吸收，
9、并按前、后轴制动力的分 后制动器，即匕=ma（1 -P）式中：m.满载汽车总质量m. = 2470kg ；P 汽车制动器动力分配系数，6= 0.616 ；v.汽车制动时的初速度。可取v.=v = 8.3 ms所以：83=2470 x x 0.616 = 52409J 2（4-10）（m c + m c ）At,d h h顼7.4 x 482 +10 x 880Jx 15=2.6 x 105 J L1 = 5.2 x 104 J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）V =，方d25=x382 x3 = 3400mm3 w 4 1 w 4式中：
10、dw：为一个轮缸活塞的直径，其值为38 mm5 :为一个轮缸活塞在完全制动时的行程，5=51+5之在初步设计时取5 = 3mm；5 1 :消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程;5 2 :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:V = mV = 3400 x 4 = 13600mm 31 w（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, 2
11、8，（28.58），30， 32， 35， 38， 42， 46mm 则制动主缸应有的工作容积（5-3）式中：V -全部轮缸工作容积;V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V = 1.3V =1.3X13600 mm3 =17680 mm 3m主缸活塞行程Sm 二（0.8 -1.2）dm，取 Sm = 0.8dm则主缸活塞行程S和活塞直径d可用下式确定:mm兀.Vm =云 dm Sm(5-4)d =3：五=名伞1.3*13600 = 30.4mm m 3 兀 *0.83 3.14*0.8(5-5)根据GB752487的尺寸系列，圆整主缸
12、直径d = 32mm。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djd = 0.9 -1.2,d . d = 38;32 = 1.18，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。25b + 0.4 P对于厚缸壁用下式进行校核7：（D + 1）2 = b _ 3p从而得到0.4P + 1.3P xf 癸+1D J2-1f 空+138八=48.9 MPf W+1238)0.4 x 19.6 +1.3 x 19.6 x(5-6)式中，Py:为实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍。其值为1.4 x 14 = 19.6MP.；5 :为轮缸缸壁厚度，因为用厚壁缸，所以D/d 10，其值
