SUV离合器设计方案.docx

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1、第一章 前 言汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。 1770 年法国人尼古拉斯古诺 1725 1804 将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。 1769 年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的额自由行驶的板车，于是有人将普兰捷尔也认定为汽车 的始祖之一。1860 年，法国人艾蒂勒努瓦制造了一种内部燃烧的汽油发动机。1885 年德国工程师卡尔奔驰 1844 1929 在曼海姆制成一部装有 0.85 马力汽油机的三轮车。德国另一位工程师戈特利布戴姆勒1834 1900 也同时造出了一辆用 1.1 马力汽油机作动力的三轮车。他们俩被公认为以内燃

2、机为动力的现代汽车的制造者， 1886 年 1 月 29 日也被公认为汽车的诞生日。汽车从无到有并迅猛进展。从 20 世纪初至 20 世纪 50 年月，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继消灭了高速汽油机、柴油机；弧齿 锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器；化油器；差速器；摩 擦片式离合器；等速万向节；荻第安后桥半独立悬架；液压减振器；艾克曼 式转向构造；石棉制动片；充气式橡胶轮胎等。20 世纪 50 年月至 70 年月，汽车的主要技术是高速、便利、舒适。流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继消灭。20 世纪 70 年月至今，

3、汽车技术的主要进展是提高安全性、降低排放污染。由此各种保障安全、削减排放污染的技术、车型相继消灭，如各种防抱死系统、电子掌握喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。现代汽车技术进展的方向主要表现在以下几个方面：(1) 安全牢靠 应用汽车防抱死制动系统 (ABS) 、汽车驱动防滑系统(ASR) 、电控稳定程序 (ESP) 、电子巡航掌握系统 (CCS) 、安全带、安全气囊 (SRS) 等。(2) 环境保护 承受电控燃油喷射 (EFI) 、无分电器点火 (DLI) 、废气再循环掌握系统、燃油蒸发排放掌握系统、 气门升程与配气相位可变掌握系统、断油掌握、进气压力波增压及废气涡轮增压掌握、共轨电

4、控柴油喷射系统等技术。10(3) 节约能源1) 整车轻量化。美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前占汽车质量 70的钢铁材料换成轻的其它材料，特别是塑料和铝。2) 降低轮胎的滚动阻力。承受子午线轮胎、高性能专用轮胎。3) 降低空气阻力。汽车造型更加光顺圆滑。4) 变速器多挡化。5) 代用材料。承受合成燃料、液化石油气、压缩自然气、醇类燃料等代用燃料。(4) 操纵轻松、乘坐舒适 承受自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。依据给定的任务书，此次设计题目是城市 SUV 离合器、制动系设计，方案中很多都承受当前的主流技术，如承受推式双片膜

5、片弹簧离合器，操纵机构承受拉索式，制动器承受四轮通风盘式制动器，制动管路承受型布置形式，承受 ABS 防抱死制动系统，从而提高整车的安全性、经济性、舒适性， 符合现代汽车的特点。其次章 离合器设计2.1 概述离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分别，削减变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。为保证离合器有良好的工作性能，对离合器设计提出如下要求:1、在

6、任何行驶条件下均能牢靠地传递发动机的最大转矩， 并有适当的转矩储藏。2、接合时要平顺严峻，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3、分别时要快速、彻底。4、离合器从动局部转动惯量要小， 以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。5、应有足够的吸热力量和良好的通风散热效果， 以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6、应使传动系避开扭转共振，并具有吸取振动、缓和冲击和减小噪声的力量。7、操纵轻松、准确，以减轻驾驶员的疲乏。8、作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9、应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作牢靠、寿命长。10、构

7、造应简洁、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、修理、调整便利等。摩擦离合器主要由主动局部发动机飞轮、离合器盖和压盘等 、从动局部从动盘、压紧机构(压紧弹簧 )和操纵机构分别叉、分别轴承、离合器踏板及传动部件等四局部组成。主、从动局部和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的根本构造，操纵机构是使离合器主、从动局部分别的装置。2.2 离合器的构造方案分析汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；依据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中心布置和斜向布置等形式；依据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；依据分别时所受作用力的方

8、向不同，又可分为拉式和推式两种形式。2.2.1 从动盘数的选择单片离合器构造简洁，尺寸紧凑，散热良好，修理调整便利，从动局部转动惯量小，在使用时能保证分别彻底、接合平顺。双片离合器传递转矩的力量较大，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺。但中心压盘通风散热不良，分别也不够彻底。这种构造一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。多片离合器多为湿式，它有分别不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以 往主要用于行星齿轮变速器换档机构中。但它具有接合平顺严峻、摩擦外表 温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要用于重型牵引车和自卸车上。图 21 单片离合器图 22 双片离合器依据本次设计的要求和条

9、件限制，承受双片离合器。2.2.2 压紧弹簧和布置形式的选择周置弹簧离合器的压紧弹簧均承受圆柱螺旋弹簧，其特点是构造简洁、制造简洁。中心弹簧离合器承受一至二个圆柱弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，此构造轴向尺寸较大。斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。特别构造的碟形弹簧，主要由弹簧局部和分别指组成，它与其它形式的离合器相比具有如下一系列优点：1、膜片弹簧具有较抱负的非线性特性， 弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内根本不变，因 而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变； 对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降。离合器 分别时，弹簧压力有所下降，从而降低

10、了踏板 力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加。2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分别杠杆的作用，使构造简洁紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有3、高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，图 2-3 膜片弹簧离合器性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。4、由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高适用寿命。5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6、平衡性好。7、有利于大批量生产，降低制造本钱。但膜片弹簧的制造工艺较简单，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易掌握，开口处简洁产生裂纹，端部简洁磨损。近年来，由于材料性能的提高，

11、制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧不仅在轿车上被大量承受，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛承受。拉式膜片弹簧与推式膜片弹簧相比，其综合性能优越，但是分别指是与分别套筒总成嵌装在一起的，需特地的分别轴承，构造较简单，安装和拆卸较困难，且分别行程略比推式大些。所以在此次设计中选用推式膜片弹簧。2.2.3 膜片弹簧支承形式推式膜片弹簧支承构造案支承环数目不同分为三种。图 24 双支承环形式图 25 单支承环形式图 26 无支承环形式承受双支承环形式。2.2.4 压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、 销钉式、键块式和传动片式多种。前三种的缺点是在连

12、接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。承受凸块窗孔式压盘驱动。2.3 离合器主要参数的选择2.3.1 后备系数 后备系数 是离合器设计时用到的一个重要参数， 它反响了离合器所能传递的最大静摩擦力的牢靠程度。在选择 时，应考虑以下几点：1、摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能牢靠地传递发动机最大转矩。2、要防止离合器滑磨过大。3、要防止传动系过载。乘用车 =1.2 1.75 ，取 1.3Te max2.3.2 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 bD kD，21D乘用车 k14.6 ， d0.53 0.70 ，DTe maxD kD210

13、14.6 203(mm) 取 D200 mm ，取 d D 0.6，所以 d = 200 0.6 = 120mmD当 d 0.6 时，摩擦片的平均摩擦半径 Rc可相当准确地由下式计算R = D + d = 200 +120 = 80mmc44摩擦片尺寸系列标准 GB/T5764 1998( 汽车用离合器面片 )。D 应使摩擦片最大圆周速度不超过 6570m/s, 厚度主要有 3.2mm,3.5mm,4.0mm 。b 取3.5mm 。2.3.3 摩擦因数 f,摩擦面数 z，离合器间隙 t摩擦因数 f 取 0.22 ，摩擦面数 z 取 4，离合器间隙 t 一般为 34mm。2.3.4 工作压力离合

14、器的静摩擦力矩依据摩擦定律可表示为T = fFZRcc22式中， Tc为静摩擦力矩 (Nm) ； f 为摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25 0.30 ；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力 (N)；Rc为摩擦片的平均摩擦半径(mm)；Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。假设摩擦片上工作压力均匀，则有TF =cfZRc253.5= 0.28 4 0.08= 2829.25N2.3.5 单位压力 p0单位压力 p 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响， 选取时应考虑离0合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。()p =4F0pD2 - d 2=3.144

15、5658.5(2023 -1202)10-6= 0.14(MPa)式中， p 为摩擦面单位压力 ( MPa )，A 为一个摩擦面的面积 (mm 2 )；D 为摩0擦片的外径； d 为摩擦片内径。摩擦片选用金属陶瓷材料。2.4 离合器的设计与计算2.4.1 离合器根本参数的优化一、约束条件1、摩擦片的外径 (mm) 的选取应使最大圆周速度 vDp不超过 6570m/s ，即vD = 60ne maxD 10-3 65 70m / s23式中， ne max为发动机最高转速 (r/min) 。pvD = 60ne maxD 10-3p= 60 5500 20010-3= 57m / s所以符合最大

16、圆周速度要求。2、摩擦片的内外径比 c 应在 0.53 0.70 范围内，取 d D = 0.6 。3、为保证离合器牢靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的 b 值应在肯定范围内，最大范围 b 为 1.2 4.0，取 b 1.3 。4、为反映离合器传递转矩并保护过载的力量， 单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即T4T=(c) T 24c0p zD2 - d 2c0式中，Tc 02 )。为单位摩擦面积传递的转矩 (Nm/mm 2 )；Tc0为其允许值 (Nm/mm(T4所以T=c)c0p z=D2 - d 24( 235.5)p 4 2023 -1202= 0.03Nm / mm25、为降

17、低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p 对于0不同车型，依据所用的摩擦材料在肯定范围内选取，最大范围p 为 0.10 01.50MPa 。经过计算 p 0.14MPa 。06、为了削减汽车起步过程中离合器的滑磨， 防止摩擦片外表温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即(W4w =p ZD2 - d 2) w25式中， w 为单位摩擦面积滑磨功 (J/mm 2 )； w为其许用值 (J/mm 2 )，对于乘用车： w0.40 J/mm 2 ，W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可依据下式计算p n 2m r 2W =2 ea r26180

18、0i 2i 20g式中， ma为汽车总质量 (kg) ； rr为轮胎滚动半径 (m)； ig为起步时所用变速器挡位的转速比； i0为主减速器传动比； ne为发动机转速 (r/min) ；计算乘用车取 2023r/min 。p n 2m r 2所以W =2 ea r1800i 2i 20g= p 2 20232 2023 0.406 1800 4.952 4.122= 16933J()4Ww =p ZD2 - d 2=4(16933)p 4 2023 -1202= 0.21J / mm2温升t = g Wmc式中， t 为压盘温升 C，不超过 810C；C 为压盘的比热容，铸铁： C481.4J

19、/(kg C)；m 为压盘质量 kg； g 为传到压盘的热量所占的比例，对双片离合器中心压盘 g 0.5 。t = g Wmc 0.5 16933 4.7 481.4= 3.74(c)所以符合要求。2.4.2 膜片弹簧主要参数的选择一、比值 H/h 和 h 的选择比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。为保证离合器压紧力变化不 大和操纵轻松， 汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.6 2.2 ，板厚 h 为 2 4mm。取板厚 h 为 3mm，H/h2。二、比值 R/r 和 R、r 的选择R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。依据构造布

20、置和压紧力的要求，R/r一般为 1.20 1.35 。取 r80mm ，R/r1.2，所以 R96mm。三、 a 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角 a 与内截锥高度 H关系亲热，a = arctan H / (R - r ) H / (R - r )，一般在 90 150 之间。经过计算 a 14。四、n 的选取分别指数目 n 常取 18，大尺寸膜片弹簧有些取 24，小尺寸膜片弹簧有些取 12。在此取 18。五、膜片弹簧小端内半径 r0及分别轴承作用半径确实定r 应大于变速器第一轴花键的外径，取 r0030mm。六、切槽宽度 d 、 d12及半径 re确实定d取 3.3mm ， d1取 9.5

21、mm ， r2e r - d2= 80 - 9.5 = 70.5 mm。2.4.3 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般承受 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何外形、金相组织、载荷特性和外表质量等要求，需进展一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载力量， 要对膜片弹簧进展强压处理， 。一般来说，经强压处理后，可提高膜片弹簧的疲乏寿命5 30。另外， 对膜片弹簧的凹面或双面进展喷丸处理，同样可提高疲乏寿命。为提高分别指的耐磨性，可对其端部进展高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进展挤压处理，以消退应力

22、源。膜片弹簧外表不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧局部的硬度一般为4550HRC ，分别指端硬度为 5562HRC ，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3 个单位。碟簧局部应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H11 和h11 厚度公差为 0.0025mm ，初始底锥角公差为 10 ” 。上下外表的外表粗糙度为1.6m m ，底面的平面度一般要求小于 0.1mm 。膜片弹簧处于接合状态时， 其分别指端的相互高度差一般要求小于 0.8 1.0mm 。2.4.4 膜片弹簧的优化设计一、目标函数目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标

23、函数主要有以下几种： 1、弹簧工作时的最大应力为最小。2、从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差确实定值为最小。3、在分别行程中， 驾驶员作用在分别轴承装置上的分别操纵力平均值为最小。4、在摩擦片磨损极限范围内， 弹簧压紧力变化确实定值的平均值为最小。二、约束条件1、应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等。2、为了保证摩擦片磨损后离合器仍能牢靠地传递转矩， 并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧的工作压紧力应大于或等于摩擦片时的压紧 力。3 、 为了满足离合器使用性能要求， 弹簧的 H/h 与初始底锥角a H / (R - r )应在肯定范围内，即1.6 Hh 2.29 a H (R -

24、r ) 15H/h=4/2=2a 4 /(96 - 80)= 14所以满足要求。4、弹簧各局部有关尺寸比值应符合肯定的范围，即1.2 Rr 1.35 70 2 R h 1003.5 R r0 5.0R/r=96/80=1.2 2*96/2=9696/30=3.2根本满足要求。5、为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀， 推式膜片弹簧的压盘加载点半径 R1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D + d ) 4 R1 D 2(D+d)/4 R 1=96=D/2满足要求。6、依据弹簧构造布置的要求，即R 与 R、r 与 r、r 与r11f0之差应在肯定范围内，1 R - R 710 r1- r 60

25、 rf- r 4096-96=085-80=535-30=5设计不够优化。7、膜片弹簧的分别指起分别杠杆作用， 因此其杠杆比应在肯定范围内选取，即2.3 r - r1f 4.5R - r1185 - 359685=2.4满足设计要求。8、为了保证避开弹力衰减要求， 弹簧在工作过程中最大压应力应不超过其许用值。9、为了保证疲乏强度要求弹簧在工作过程中的最大拉应力应不超过其相应许用值。10、由于弹簧在制造过程中，其主要尺寸参数 H、h、R、r 都存在加工误差，对弹簧的压紧力有肯定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧 的工作性能，必需使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范 围。2.

26、5 离合器操纵机构2.5.1 对操纵机构的要求1、踏板力要小，轿车： 80150N，货车： 150 200N。2、踏板行程在肯定的范围内，轿车： 80150mm ，货车： 180mm 。3、摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。4、有对踏板行程进展限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。5、应具有足够的刚度。6、传动效率要高。7、发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。2.5. 2 操纵机构构造形式选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构构造简洁、工作牢靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。绳索传动机

27、构可抑制上述缺点，且可承受吊挂式踏板构造。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等局部组成，具有传动效率高、质量小、布置便利、便于承受吊挂踏板、驾驶室简洁密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较严峻等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。基于设计要求，选取机械式绳索操纵机构。2.5.3 离合器操纵机构的主要计算踏板行程 S 由自由行程 S1 和工作行程 S2 两局部组成：S = S + S= (S+ Z DSca b2 )2 2d 2227120 fca b d 211 1 1式中， S0f 为分别轴承自由行程，一般为 1.5 3.0m

28、m ，反映到踏板上的自由行程 S1 一般为 030mm；d1、d2 分别为主缸和工作缸的直径； Z 为摩擦面面数； S 为离合器分别时对偶摩擦面间的间隙，单片： S=0.85 1.30mm ，双片： S=0.75 0.90mm 。a1、a2、b1、b2、c1、c2 为杠杆尺寸S= (1.5+4*0.75*57/15) 372 10076 23=93mm图 27 离合器操纵机构踏板力 Ff 可按下式计算F sFf = iSh + F=1743+ 0 21.28 0.75=109N式中， F为离合器分别时，压紧弹簧对压盘的总压力 (N)； iS为操纵机构总传动比， i a b c d 2； h 为

29、机械效率，液压式： h = 80% - 90% ；机械式：2222Sa b c d 21 1 1 1h = 70% - 80%；Fs 为抑制回位弹簧 1、2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可无视之。由于设计机构中不含有液压缸，故d 、d12省略。通过以上计算，可知此离合器满足设计要求。第三章 制动系设计3.1 概述制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车，在下坡行驶时使汽车保持适当的车速，使汽车牢靠地停在原地或坡道上。制动系至少有行车制动装置和驻车制动装置，前者用来保证第一项功能和在不长的坡道上行驶时保证其次项功能，而后者则用来保证第三项功能。除此之外，有些汽车还设有应急制动和关

30、心制动装置。行车制动装置和驻车制动装置， 都由制动器和制动驱动机构两局部组成。设计制动系时应满足如下要求 :1、足够的制动力量。行车制动力量，用肯定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标评定；驻坡力量是指汽车在良好路面上能牢靠地停驻的最大坡度。2、工作牢靠。行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。当其中的一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动力量不低于没有失效时规定值的 30。行车和驻车制动装置可以有共有的制动器，而驱动机构各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其它制动装置多为手操纵。3、用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。4、防止水和污泥进入制动器工作外表。5、要求

31、制动力量的热稳定性良好。6、操纵轻松，并具有良好的随动性。7、制动时制动系产生的噪声尽可能小， 同时力求削减散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以削减公害。8、作用滞后性应尽可能短。 作用滞后性是指制动反响时间， 以制动踏板开头动作至到达给定的制动效能所需的时间来评价。9、摩擦衬片快应有足够的使用寿命。10、摩擦副磨损后，应有能消退因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作简洁，最好设置自动调整间隙机构。11、当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其根本功能遭到破坏时， 汽车制动系应装有音响或光信号等报警装置。防止制动时车轮被抱死，有利于提高汽车在制动过程中的方向稳定性和 转向操纵力量缩短制动距离，

32、所以近年来制动防抱死系统 ABS 在汽车上得到很快的进展和应用。此外，含有石棉的摩擦材料，因存在石棉有致癌公害问题已被渐渐淘汰，取而代之的各种无石棉型材料。3.2 制动器的构造方案分析制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头牢靠等优点，但因本钱高而只在一局部重型汽车上用来作车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副构造形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中心制动器。与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点：1、热稳定性好。缘由是一般无自行增力作用，衬块摩擦外表压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。

33、此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向膨胀微小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。因此，前轮承受盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。2、水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后 效能降低不多； 又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用， 出水后只需经一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。3、制动力矩与汽车运动方向无关。4、易于构成双回路制动系，使系统有较高的牢靠性和安全性。5、尺寸小、质量小、散热良好。6、压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。7、更换衬块工作简洁简洁。

34、8、衬块与制动盘之间的间隙小 0.05 0.15mm ，这就缩短了制动协调时间。9、易于实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点是：1、难以完全防止尘污和锈蚀 (封闭的多片全盘式制动器除外 )。2、兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较简单。3、在制动驱动机构中必需装用助力器。4、由于衬块工作面积小， 所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。盘式制动器在轿车前轮上得到广泛的应用。本次设计承受四轮通风盘式制动器。3.3 盘式制动器主要参数确实定3.3.1 制动盘直径 D制动盘直径 D 应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力， 削减衬块的单位压力和工作温度。 受轮

35、辋直径的限制， 制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70 79 。轮辋直径为 406mm, 取D=406*75%=314mm 。3.3.2 制动盘厚度 h制动盘厚度 h 对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为 1020mm, 通风式制动盘厚度取为 2050mm, 承受较多的是 2030mm。本设计中承受的制动盘厚度为 20mm。3.3.3 摩擦衬块外半径 R推举摩擦衬块外半径 R与内半径 R2与内半径 R1的比值不大于 1.5 。假

36、设此比值偏大，21工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积削减，最终导致制动力矩变化大。 R2取 146mm ，R取 100mm 。R12/R =146/100=1.46 。13.3.4 制动衬块面积 A对于盘式制动器衬块工作面积 A，推举依据制动衬块单位面积占有的汽车质量在 1.6 3.5kg/cm 2 范围内选用。因车满载质量为 2 吨，制动衬块面积小，所以选 3.5kg/cm 来计算衬块工作面积。得到 A=7896mm 。3.4 制动器的设计与计算3.4.1 盘式制动器的设计计算假定衬块的摩擦外表全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为式中， f

37、 为摩擦因数； F0M m = 2 fF0R31为单侧制动块对制动盘的压紧力； R 为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦外表的衬块，假设其径向宽度不很大，取R 等于平均半径 Rm，或有效半径 Re，在实际上已经足够准确。平均半径为R + RR=12m2式中， R 和 R12=(146+100)/2=123mm为摩擦衬块扇形外表的内半径和外半径。R设m = 1R2由于 m 1 ,m(1+ m)21 R ，且 m 越小，则两者差值越大。m应当指出，假设 m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也

38、就不适用。 m 值一般不应小于 0.65 。制动盘工作面的加工精度应到达下述要求：平面度允差为0.012mm ，表面粗糙度为 Ra0.71.3 m m,两摩擦外表的平行度不应大于 0.05mm ，制动盘的端面圆跳动不应大于 0.03mm 。通常制动盘承受摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250 。3.4.2 衬块磨损特性的计算摩擦衬块地磨损收温度、 摩擦力、滑磨速度、制动盘的材质及加工状况，以及衬块本身材质等很多因素的影响， 因此在理论上计算磨损性能极为困难。各种汽车的总质量及其制动衬块的摩擦面积各不一样，因而有必要用一种相对的量作为评价能量符合的

39、指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬块摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为Wmm2 。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为d m (v 2 - v 2 )e =a112b4tA133d m (v 2 - v 2 )e=a2124tA2(1- b )34vt =1- v235j式中， ma为汽车总质量 t； d 为汽车回转质量换算系数； v1、 v 为制动初2速度和终速度 m/s ；j 为制动减速度 m/s 2 ；t 为制动时间 s； A 、 A12为前、后制动器衬块的摩擦面积 mm 2 ； b 为制动力安排系数。制动初速度乘用车 v1=100km/

40、h(27.8m/s) ， 减速度 j 0.6g ， 比能量耗散率应不大于6.0 W / mm2 。在紧急制动到停车的状况下， v 0，并可认为 d 1，故2m21e =avb14tA1=2 27.82 0.7 4 4.73 7896= 0.007 W / mm2m21e=av(1- b )24tA2=2 27.82 (1- 0.7)4 4.73 78960.003 W / mm23.4.3 前、后轮制动器制动力矩确实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。为此，首先选定同步附着系数 j0，并用下式计算前后轮制动力矩地比值M m1 =L +j h20 gjML -

41、hm 210 g= 132510-3 + 0.7 0.561 132510-3 - 0.7 0.561= 1.841式中， M m1 、 M m2 为前、后轮制动器的制动力矩； L、 L 为汽车质心至2前轴和后桥的距离； hg为汽车质心高度。3.4.4 应急制动和驻车制动所需的制动力矩一、应急制动应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为jm1F= F=a gLjB 22L +jhg= 2023 9.81.325 0.75 2.65 + 0.75 0.561= 6342.9N此时所需的后桥制动力矩为m=1Fr = F jra gLjrB 2 e2eL +jheg式中， ma= 6342.9 0.344=2181Nmg 为汽车满载总质量与重力加速度的乘积； L 为轴距； L1为汽车质心到前轴的距离； hg为汽车质心高度； F2为路面对后桥的法向反力； j 为附着系数； re为车轮有效半径。M由m1Mm 2=1.84 计算出前桥制动力矩为 4013Nm 。依据式 31由此计算出制4013动块对制动盘的压紧力：对于前轮有 F0 = 2 0.3123 10-354377N对于后轮有F0 2181二、驻车制动上坡停驻时后桥附着力F j = m gj 1 cos