盘式制动器设计说明书

由总布置给出。 整车的质量参数如下： 名称 单位 数值 轴距 Mm 2947 空载质量 Kg 2050 空载质心高度 Mm 1000 空载前轴载荷 Kg 1025 满载质量 Kg 2800 满载质心高度 Mm 1050 满载前轴载荷 Kg 1400       明确以上参数之后，计算制动系所用到的质心到前后轴的距离等参数均可推算出来。输入语句如下： clc clear M1=1;              % 属于 M 1 类车辆填 1，否则填 0 N1=0;                      % 属于 N 1 类车辆填 1，否则填 0 OTHER =0;                      % 属于其它类车辆填 1，否则填 0 ma_k=2050;                      % 空载质量（kg） ma_m =2800;                      % 满载质量（kg） g=9.80665;                      % 重力加速度（m /s2） hg_k=1000;                      % 空载质心高（m m） hg_m=1050;                      % 满载质心高（m m） L=2947;                       % 轴距（m m） load_f_k=1025;                      % 空载前轴负荷 load_f_m =1400;                    % 满载前轴负荷 b_k=load_f_k*L/m a_k;              % 空载质心到后轴的距离（m m） b_m =load_f_m *L/m a_m ;          % 满载质心到后轴的距离（m m） a_k=L-b_k;                      % 空载质心到前轴的距离（m m） a_m =L-b_m;                      % 满载质心到前轴的距离（m m） G_k=m a_k*g;                      % 空载重力（N） G_m=m a_m *g;                    % 满载重力（N） 2.1.2 满足国家法规要求 目前国内关于制动系统方面有两个强制性，一个是 G B/T12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》，在汽 车制动系统结构、性能方面的内容在技术上是等效采用 ECE 第 13 号法规。另一个是 G B7258-2004《机动车安全技术条件》 中关于制动系统的部分。 2.1.3 制动系统的结构配置 根据整车的市场定位、目标价格及供应商配套资源的情 况，再加上以往开发经验，选定制动系的配置结构和主要参数。 例如：该车型初选制动系的结构为前盘后鼓、真空助力制动形 式，管路布置为Ⅱ型，制动力调节装置采用感载比例阀。 制动系相关参数输入如下： f=0.7；                      % 路面附着系数 D =20.64；                      % 主缸直径（m m） D 1=50.8；                      % 前轮缸径（m m） D 2=20.64；                      % 后轮缸径（m m） C1=0.7；                      % 前轮制动器因数 C2=2.398；                      % 后轮制动器因数 R 1=98.5；                      % 前轮制动器作用半径（m m） R 2=110；                      % 后轮制动器作用半径（m m） rd=281；                      % 车轮有效半径（m m） p_k=3；                      % 感载比例阀空载拐点液压（M Pa） p_m =7.2；                      % 感载比例阀满载拐点液压（M Pa） u=0.25；                      % 感载比例阀分配比 ip=4.2；                      % 制动踏板杠杆比 is=3.5；                      % 助力器助力比 np=0.85；                      % 制动踏板和主缸之间的传动效率 Po1=810；                      % 最大助力点输入力（N） Pw=9.31；                      % 真空助力器拐点压力（M Pa） 2.2 制动理论相关函数曲线的绘制 2.2.1 前后轴制动力分配曲线 前、后制动器制动力分配的比例将影响到汽车制动时的方 向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处 理的问题。为了保证制动时的方向稳定性，防止后轮抱死，实际 的制动力分配曲线（β 线）应位于理想制动力分配曲线（I 线） 的下方，而为了提高制动效率，β 线应尽可能靠近 I线。 根据汽车理论，理想制动器制动力分配曲线方程为： F!1—前制动器制动力； F!2—后制动器制动力； G—汽车重力； b—汽车质心至后轴中心线距离； hg—汽车质心高度。 输入如下语句即可得到空、满载理想制动力分配曲线（I 线）数组： Fu1=[0:G _m ]；                          % 前制动器制动力 Fu2_k=0.5*(G_k/hg_k*(b_k^2+4*hg_k*L*Fu1/G_k).^0.5-(G_k*b_k/hg_k+2*Fu1))；                              % 空载 I线 Fu2_m =0.5*(G_m /hg_m *(b_m^2+4*hg_m *L*Fu1/G_m ).^0.5-(G_m *b_m /hg_m +2*Fu1))；                          % 满载 I线、 plot(Fu1,Fu2_k);                          %输出空载I曲线 hold on plot(Fu1,Fu2_m);                          %输出满载I曲线 根据制动器因数的定义：    BF=Tf/PR    BF—制动器因数； Tf —制动器摩擦力矩； R—制动器作用半径； P —输入力。 由制动器制动力 Tf/rd，输入力与液压的关系 P=p*πd2/4 （rd 为车轮有效半径，p 为管路液压，d 为轮缸直径）可得到： F = 2×T 2×BF×P×R = 2×BF×P×!×d2×R （3） f =     !(1/2) rd rd   4×rd                     则比例阀拐点前的前、后制动器制动力比值（此时管路液压相等）用语句输入为： k1=D 2^2*C2*R 2/(D 1^2*C1*R 1)； 比例阀拐点后的前、后制动器制动力比值（此时管路液压分配比为 u）用语句输入为： k2=k1*u; 求空、满载实际的制动力分配曲线（β 线）数组，语句输入 为： Fwf_k=pi*D 1^2/4*p_k*2*C1*(R 1/rd);    % 空载拐点前轮制动力 Fwr_k=k1*Fwf_k;                          % 空载拐点后轮制动力 F1_k_1=[0:Fwf_k];                      % 空载拐点前的前轮制动力 F2_k_1=k1*F1_k_1;                          % 空载拐点前的 β 线 F1_k_2=[Fwf_k:G _m ];                  % 空载拐点后的前轮制动力 F2_k_2=k2*F1_k_2+(Fwr_k-k2*Fwf_k);      % 空载拐点后的 β 线 Fwf_m =pi*D 1^2/4*p_m *2*C1*(R 1/rd);  % 满载拐点前轮制动力 Fwr_m =k1*Fwf_m ;                          % 满载拐点后轮制动力 F1_m _1=[0:Fwf_m ];                      % 满载拐点前的前轮制动力 F2_m _1=k1*F1_m _1;                      % 满载拐点前 β 线 F1_m _2=[Fwf_m :G _m ];                    % 满载拐点后的前轮制动力 F2_m _2=k2*F1_m _2+(Fwr_m -k2*Fwf_m );  % 满载拐点后的 β 线 空、满载拐点后的 β 线方程可由线性方程求解得出 plot(F1k1,F2k1);                        %输出空载β 线 hold on plot(Fwf_k,Fwr_k); hold on plot(F1k2,F2k2); hold on plot(F1m1,F2m1);                        %输出满载β 线 hold on plot(Fwf_m,Fwr_m); hold on plot(F1m2,F2m2); 1 同步附着系数的确定 随着道路条件的改善和汽车速度的提高，由于制动时后轮先抱死引起的汽车甩尾甚至掉头所造成的车祸日益增多。 值宜取大些。根据设计经验, 取 =0.60 2 制动力分配系数的确定 此客车前后制动器制动力为定比值。常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，用β表示，即： 式中， 为前制动器制动力； 为后制动器制动力， 为后制动器总制动力。 由于已经确定同步附着系数，则分配系数可由下式得到： 3 前，后轮制动器制动力矩的确定 为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。 先计算出前，后制动力矩的比值： 根据汽车满载在沥青，混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出后轮制动器的最大制动力矩 ： 其中q为制动强度，re为车轮有效半径。 在这里， ，re=281mm 所以 N.mm N.mm 六 制动器主要零部件的结构设计 1 制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，其结构形式有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（用于钳盘式制动器）两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却条件，有的盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可以大大增加散热面积，但盘的整体厚度加大。 制动盘的表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。 2 制动钳 制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接的。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的将活塞开口端部切成阶梯状。形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制成或由钢制成。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制成时，减少传给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，应减少活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。 3 制动块 制动块由背板和摩擦衬块构成，两者可以直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液气化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减振垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置，以便能及时更换摩擦衬块。 4 摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小和对人体无害的摩擦材料。 当前，在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。 无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维（多为钢纤维）和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 ，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取 。就可使计算结果接近实际。 5 制动器间隙的调整方法及相应机构 制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般说来，盘式制动器的设定间隙为 （单侧 ）。 此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。 另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。当前，盘式制动器的间隙调整均已自动化。 钳盘式制动器不仅制动间隙小，而且制动盘受热膨胀后对轴向间隙几乎没有影响，所以一般都采用一次调准式间隙自调装置。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用的带有斜角的橡胶密封圈，制动时密封圈的刃边是在活塞给予的摩擦力的作用下产生弹性形变，与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时，在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压力的作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了这一过量间隙。解除制动后活塞在弹力的作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止，这时摩擦块与制动盘之间重新恢复到设定间隙。 七 制动驱动机构的设计与计算 1 制动驱动机构的形式 制动驱动机构将来自驾驶员或其他方面的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动，动力制动和伺服制动三大类。 简单制动但靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前，后制动力的正确比例和左，右轮制动力的平衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛应用于中，小型汽车的驻车制动装置中。 液压式简单制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短（0.1-0.3s）；工作压力高（可达10-20MPa），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的主要缺点是：受热过度后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的尚用车上。 动力制动即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力量。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。 2 液压制动驱动机构的设计计算 1）制动轮缸直径d的确定 制动轮缸对制动块施加的张力Fo与轮缸直径d和制动管路压力P的关系为 制动管路压力一般不超过10-12MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路的密封性要求越严格，但驱动机构越紧凑。轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取，在这里，轮缸直径取40mm。 2）制动主缸直径do的确定 第i个轮缸的工作容积为 式中，di为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目； 为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程。 所有轮缸的总工作容积为 ，式中，m为轮缸数目。制动主缸应有的工作容积为 ，式中， 为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作溶剂可取为：对于乘用车 ;对于商用车 。 主缸活塞行程S0=（08~1.2）d0。 主缸直径d0应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取35mm。 3）制动踏板力FP 制动踏板力FP为 式中， 为踏板机构的传动比； 为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取 =0.82~0.86。 制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200~350N的范围内选取。 4）制动踏板工作行程SP 式中， 为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取 =1.5~2.0mm； 为主缸活塞的空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。 制动器调整正常时的踏板工作行程SP，只应占计及制动衬块的容许磨损量在内的踏板行程的40%~60%。 为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时应保证制动踏板松开后，制动管路中仍保持0.05~0.14MPa的残余压力。 最大踏板行程，对乘用车应不大于100~150mm，对商用车不大于180mm。此外，作用在制动手柄上最大的力，对于乘用车应不大于400N，对商用车不大于600N。制动手柄最大行程，对乘用车不大于160mm，对商用车不大于220mm。在这里，因为是乘用车，所以最大踏板形成取为120mm，作用在制动手柄上最大的力取300N，制动手柄岁大行程取150mm。