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本科畢業(yè)設計（論文）
報告(論文)題目：基于solidworks的汽車盤
式制動器的設計
作者所在系部： 機電工程系
作者所在專業(yè)： 車輛工程
作者所在班級： B13141
作 者 姓 名 ： 賈傲
作 者 學 號 ： 201322312
指導教師姓名： 何濤
完 成 時 間 ： 2017.6
北華航天工業(yè)學院教務處制
北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文
摘要
本設計的標題為基于solidworks的汽車盤式制動器的設計。在充沛理解制動器的構造及工作原理的基礎上借助多方面的材料進行設計、論證再選定相干參數(shù)并進行計算確定詳細參數(shù)如下：
制動力分配；前軸制動力Fu1=4486.3 N 后軸制動力 Fu2=9405.2 N
同步附著系數(shù)；=0.7
制動器效能因數(shù)；k=0.6
制動力矩：制動力矩是制動器發(fā)生的，迫使汽車減速或停止的阻力矩，由該車所能遇到的最大附著系數(shù)；制動強度q；車輪有效半徑；汽車滿載質量G；汽車軸距L；經(jīng)過計算得出：前輪的制動力矩為Mu1=1358.15 N·m 后輪制動力矩Mu2=497.2 N·m
由以上參數(shù)進行設計計算確定主要零部件尺寸和最后對制動系統(tǒng)功能要求進行校驗，并用solidworks繪制出來制動器零件的基本模型和制動器的裝配總成
關鍵詞：制動性能 solidworks 盤式制動器
Abstract
The topic of this design for the design of the front wheel brake a intermediate car,this design selects the front disc brakedisc brake caliper disc is divided into fixed and floating caliper.On the basis of understanding the structure and working principle of the brake,with various materials to design,demonstrate the selected parameters and the calculation to determine the specific parameters are as follows:
The braking force distribution;front axle braking force Fu1=4486.3 Nthe rear axle braking force Fu2=9045.2 N.
The synchronous adhesion coefficient: =0.7
Brake effiency factor:k=0.6
Brake torque:Brake torque is generated by the brake, torque force car to slow down or stop,maximum adhesion coefficient can meet the vehicle ;severity of braking q；the effective radius re;The car loaded with quality G;the vehicle wheelbase L;calculation the front wheel brake toeque Mu1=1358.15 N·m,the rear wheel brake toeque Mu2=497.2 N·m
The design calculation of main parts size and material from the above parameters,the brake system performance requirements of applications,and use SolidWorks software to draw the parts of 3D model and the brake brake parts model.
Keywords： braking performance solidworks disc brake
北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文
目 錄
第一章 緒論 5
1.1制動系統(tǒng)設計的意義 5
1.2 制動器的發(fā)展歷程 5
1.3 國內汽車盤式制動器的應用 6
第二章 制動器的結構與設計原則 8
2.1 汽車制動系功用及分類 8
2.2 盤式制動器的分類與介紹 8
2.3.1 制動效能 10
2.3.2 制動效能穩(wěn)定性 11
2.3.4 制動器的尺寸及質量 11
2.3.5 噪音的減輕 11
第三章 制動器設計 12
3.1設計參數(shù) 12
3.2 盤式制動器主要元件 12
3.2.1 制動盤 12
3.2.2 制動塊 14
3.2.3 制動鉗 15
3.2.4 襯塊報警裝置設計 16
3.2.5 摩擦材料 16
3.2.6 制動器間隙及調整 16
3.3 制動器制動力分配分析 16
3.4 同步附著系數(shù)的選取 17
3．5 制動器效能因數(shù) 18
3．6 制動器制動力矩的計算 18
3.7 制動系統(tǒng)性能要求 19
3．7．2 制動減速度j的要求 19
3．7．3 制動距離S的要求 20
3．7．4 制動力矩的要求 20
3．7．5 對車輪制動器的比能量耗散率的要求 20
3．7．6 對比摩擦力的要求 20
3．7．7 對熱流密度的要求 20
3．7．8 對襯塊吸收功率的要求 20
3．7. 9 對平均摩擦力的要求 20
3．7．10 要求制動能力的熱穩(wěn)定性好 21
3．7．11 操縱輕便 21
3．7．12 緊急制動時踏板力的計算 21
3．7．13 制動踏板行程的計算 21
3．8 摩擦襯片的磨損特性 21
第四章 校核 24
4.1制動器的熱容量和溫升的核算 24
結論 26
致謝 27
參考文獻 28
附錄 30
結論………………………………………………………………………………… 35
參考文獻…………...…………………………………………………………… 36
致謝……………………….……………………………………………………… 38
附錄：…………………………….………………………………………………...41
1、總裝配模型
2、各零件模型
3、總裝配模型爆炸視圖
北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文
第一章 緒論
1.1制動系統(tǒng)設計的意義
汽車是現(xiàn)代交通工具中用的最多最廣泛也是最便利的交通運輸工具。汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)就是汽車制動系，他是制約汽車運動的存在。而制動器又是制動系統(tǒng)中直接作用制約汽車運動的一個重要裝置是汽車上最關鍵的安裝。汽車的制動功能能間接影響汽車的行駛安全。隨著公路業(yè)的開展和車流密度的日益增大人們對安全性、牢靠性要求越來越高為保障人身和車輛平安、必須為汽車裝備非?？煽康膭x車系統(tǒng)。
經(jīng)過查閱相干的材料，應用專業(yè)根底實踐和專業(yè)常識進行部件的設計計算和構造設計使其完成以下要求：具備足夠的制動效能以保障汽車的安全性；同時在材質的使用上應盡量應用對環(huán)境無害的材料[1]。
1.2 制動器的發(fā)展歷程
制動器分車輪制動器和中央制動器兩種，后者制動傳動軸或變速器輸出軸。因為中央制動器在應急制動時可能形成傳動軸超載，如今大多數(shù)車在后輪制動器上附加手動機械式驅動機構使之兼起駐車制動及應急制動時用[2]。
從耗散能量的形式分制動器有摩擦式液力式電磁式及渦流式。
人們曾經(jīng)把全息照相引入到制動器的振動和噪聲研討中并取得了大批的碩果。全息照相技術向人們展現(xiàn)了制動過程中振動的真實狀態(tài)，使得樹立與實踐相結合的振動的數(shù)學模型成為了現(xiàn)實。這些都對制動盤的設計和分析提供了基礎。
在對汽車進行剖析、整合和檢測時須要給出系統(tǒng)的動態(tài)特性。此時理論系統(tǒng)應該尚未實現(xiàn)，或許處于環(huán)保性、技術性等要素的顧慮沒法通過實驗進行考證往往須要借助于系統(tǒng)仿真來完成這一研究。簡而言之系統(tǒng)仿真是指使用計算機來運轉仿真模型模擬實踐系統(tǒng)的運行形態(tài)及隨時間變更的進程并經(jīng)過對仿真運行過程的查看和統(tǒng)計得出被仿真系統(tǒng)的仿真結果參數(shù)和總體特性以此來推斷和預計真實系統(tǒng)的實際參數(shù)和實際功能。
采用仿真方法研究汽車的各項性能時需對汽車作適當?shù)暮喕缓髴煤喕Ｐ驼归_設計剖析。伴著水平簡化的變化一定會使設計結果與現(xiàn)實狀況之間存在一些程度的差距。汽車系統(tǒng)是很復雜的，對其整車、零部件以及各總成的數(shù)據(jù)模型和力學模型進行分析模擬同時要確保一定的精確性，所需要的計算是很大的，這在很大程度上體現(xiàn)了計算和處理能力。
隨著計算機軟硬件對數(shù)據(jù)的處理能力有了天翻地覆的提高和技術日新月異的發(fā)展，計算機仿真技術普遍地用于汽車的研發(fā)和設計制造中。虛擬樣機技術為處理制動器振動的主要誘因的技術問題，迅速成為的一種方便、高效的方法[3]。
1.3 國內汽車盤式制動器的應用
合資企業(yè)的引進國外先進技術的進入汽車上采使用盤式制動器配置逐漸在我國造成規(guī)模是隨著我國汽車工業(yè)技術的開展開始的。特別是轎車工業(yè)的開展，在改善乘車者的舒適性、完善整車性能、尊重人們不斷提高的生活物質要求、保護安全、改善生活環(huán)境條件等方面都發(fā)揮了很大的功用。
(1) 在轎車、微型車、輕卡、SUV及皮卡方面：在從經(jīng)濟與適用的角度考慮通常采用了混合的制動方式即前車輪盤式制動后車輪鼓式制動。廠家為了減去成本采用了前輪盤式制動后輪鼓式制動的混合裝配方式是由于轎車在制動過程中一般慣性的作用前輪的負荷通常占汽車全部重量的70%～80%導致前輪制動壓力要比后輪大很多。這類前制動器以液壓盤式制動器為主，為采用液壓油作傳輸介質，以液壓總泵為動力源，后制動器與液壓式雙泵雙作用缸制動蹄相結合。采用前盤后鼓式混合制動器這完全是出于成本上的考慮也是基于汽車在緊急制動時軸荷前移對前輪制動效能的要求比較苛刻。目前采用混合制動器轎車(如夏利、吉利、南京依維柯、神龍富康、上海華普、捷達、長安之星、江鈴、昌河、豐田海獅、天津華利、江鈴全順、東風小霸王、瑞風)。2007年我國共產(chǎn)此類車計130萬輛以上。前后輪都用盤式制動器是大勢所趨，尤其是隨著高速公路等級的提高、乘車品質的提高甚至是國家安全法規(guī)的強制施行。
(2) 在大型客車上：氣壓盤式制動器技術規(guī)范的集成性、明顯可靠性、總體良好具備創(chuàng)新性和產(chǎn)品技術先進性。盤式制動器用于大型公交車在歐美國度自上世紀90年代便已使用。盤式制動器至2000年已經(jīng)成為歐美國家城市公交車的標準。我國從1997年開始在客車和貨車上使用防抱死ABS系統(tǒng)及盤式制動器。2004年7月1日交通部要求在7～12米高Ⅱ型客車上 應該裝備后國產(chǎn)盤式制動器所以開始普及。長沙公交電車公司、深圳公交、廣州公交、武漢公交、上海公交等公司全部在應用為客車裝配的氣壓盤式制動器。宇通公司2004年自制底盤部份是由二汽在EQ153前后橋基礎設計的每年有10000多套，盤式制動器的客車的使用率已占一半多；宇通公司最大的氣壓盤式制動器橋合作商二汽東風車橋用EQ153.氣壓盤式制動器的前后橋總成約生產(chǎn)6000套以上。一汽2004年供了2000多臺其中帶盤式制動器占宇通公司每年客車底盤3000多臺一半以上。宇通公司市場前景較好利潤附加值很高的車型如一汽客底使用4E前轉向系統(tǒng)配置氣壓盤式制動器前橋、11噸420后橋裝在6100高端客車上； 7噸盤式前橋與13噸435后橋配裝在6120豪華客車上等等。江蘇金龍客車的7-9米高Ⅱ型客車客車使用湖橋供帶盤式制動器的車橋2004年大概在5500臺。國際有名的大型廠家比如廈門金龍客車10-12米高Ⅱ型客車以上客車、丹東黃?？蛙?0-12米高Ⅱ型客車、安徽凱斯鮑爾等等均已在批量制造帶盤式制動器的豪華客車。
(3) 重型汽車方面：現(xiàn)作為重型汽車行業(yè)應用型新技術擁有很多的運用前景氣壓盤式制動器的現(xiàn)已屬成熟產(chǎn)品。2004年3月完成了對氣壓盤式制動器總成的開發(fā)的紅巖公司率先在國內重卡行業(yè)中取得領先。2006年元月份將21.5英寸盤式制動器成功安裝到了重卡車前橋上由中國重汽卡車事業(yè)部在改設計和改裝卡車底盤的過程中在橋箱事業(yè)部合作下成功達成。令整車廠及客戶困擾已久的先進鼓式制動器制動嘯叫、頻繁制動時制動蹄片易磨損、雨天制動效能降低等一系列難題氣壓盤式制動器在重汽斯太爾卡車前橋上的成功連接解決了。
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第二章 制動器的結構與設計原則
2.1 汽車制動系功用及分類
功用
(1) 使汽車減速直至停止；
(2) 使汽車下坡時不至超過一定速度；
(3) 使汽車能可靠地停放在斜坡上。
盤式制動器基本分為三類：
(1) 多片全盤式制動器；
(2) 固定卡盤式制動器；
(3) 浮動卡盤式制動器。
2.2 盤式制動器的分類與介紹
按摩擦副中固定元件結構盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。按制動鉗結構形式分鉗盤式制動器可分為固定鉗盤式和浮鉗盤式。固定鉗盤式制動器結構如圖2.1所示。浮鉗盤式制動器結構如圖2.3所示。
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車橋
活塞
制動鉗
制動盤
圖2.1 固定鉗盤式制動器
車橋
活塞
制動鉗
制動盤
圖2.3 浮鉗盤式制動器
2.3.1 制動效能
制動器在單位輸入壓力或力作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能。常用一種稱為制動器效能因素的無因次指標進行評價。制動器效能因素定義為在制動鼓或盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比。
就鉗盤式制動器而言如圖2.6所示兩側制動塊尺寸對制動盤壓緊力F0制動盤之間兩個作用半徑上所受摩擦力為此外f為制動襯塊與制動盤之間的摩擦系數(shù)。所以鉗盤式制動器效能因素為：
(2.1)
式中k----制動器效能因素
Mu---制動力矩
F0----輸入力
顯然有n個旋轉制動盤的多片全盤效能因數(shù)為
2.3.2 制動效能穩(wěn)定性
制動效能穩(wěn)定性取決于其效能因數(shù)k對摩擦系數(shù)f的敏感性（dk/df）。而f是一個不穩(wěn)定因數(shù)。影響摩擦系數(shù)的因數(shù)除摩擦副材料外主要是摩擦副表面溫度和水濕程度其中經(jīng)常起作用的是溫度因而制動器熱穩(wěn)定性尤為重要。從上面分析可知盤式制動器效能穩(wěn)定。
所以應效能因數(shù)k對f敏感性低的制動型式還要摩擦材料有好的抗衰退性和恢復性還應使制動盤（鼓）有足夠的熱容量及散熱能力。
2.3.4 制動器的尺寸及質量
隨著車速的提高行車穩(wěn)定性就很重要這就導致了輪胎尺寸要小為保證足夠制動力矩往往制動器難以以在輪轂內安裝這就要求設計若在小型化輕量化的前提下通過精心設計達到所需制動力矩。
F0
F0
Ff
圖2.6制動塊受力分析
2.3.5 噪音的減輕
制動噪聲大致分為兩種低頻（1 Hz以下）和高頻（1-11 kHz）。低頻主要是制動盤或鼓共振所導致[25]。
摩擦材料的摩擦特征性是主要影響因素輸入壓力溫度也有影響。在制動器設計中可用某些結構消除特別是低頻噪聲不過應注意到這些措施有可能導致制動力矩下降和踏板行程損失加大等副作用[26]。
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第三章 制動器設計
3.1設計參數(shù)
本次設計參數(shù)如下。
整車質量： 空載：1650 kg
滿載：2025 kg
質心位置： 空載：a=L1=1094.8 mm b=L2=1642.2 mm
滿載：a=L1=1231.65 mm b=L2=1505.35 mm
質心高度： 空載：hg=600 mm
滿載：hg=550 mm
軸 距： L=2737 mm
輪 距： 輪 距 1585/1587 mm（前/后）
最高車速： 180 km/h
車輪工作半徑：390 mm
輪轂尺寸： R17 97V
輪轂直徑： 431.8 mm
輪缸直徑： 54 mm
輪 胎： 225/55
3.2 盤式制動器主要元件
3.2.1 制動盤
盤式制動器的制動盤有兩個主要部分：輪轂和制動表面。輪轂是安裝車輪的部位內裝有軸承。制動表面是制動盤兩側的加工表面。它被加工得很仔細為制動摩擦塊提供摩擦接觸面。整個制動盤一般由鑄鐵鑄成。鑄鐵能提供優(yōu)良的摩擦面。制動盤裝車輪的一側稱為外側另一側朝向車輪中心稱為內側。
按輪轂結構分類制動盤有兩種常用型式。帶轂的制動盤有個整體式轂。在這種結構中輪轂與制動盤的其余部分鑄成單體件。
另一種型式輪轂與盤側制成兩個獨立件。輪轂用軸承裝到車軸上。車輪凸耳螺栓通過輪轂再通過制動盤轂法蘭配裝。這種型式制動盤稱為無轂制動盤。這種型式的優(yōu)點是制動盤便宜些。制動面磨損超過加工極限時能很容易更換。本設計采用的是第二種型式。
制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，鉗盤式制動器用禮帽形結構其圓柱部分長度取決與布置尺寸為了改善冷卻有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤可大大增加散熱面積但盤的整體厚度較大由于此次設計的車型屬于中級轎車所以設計時選擇帶有通風口制動盤式設計方案。
制動盤用添加CrNi等的合金鑄鐵制成。制動盤在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。為了改善冷卻效果鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積降低溫升約20％～30％但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽的轎車制動盤其厚度約在l0 mm～13 mm之間。本次設計采用的材料為HT250。
(1) 制動盤直徑D
制動盤直徑D希望盡量大些這時制動盤的有效半徑得以增大就可以降低制動鉗的夾緊力降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑D受輪毅直徑的限制通常制動盤的直徑D選擇為輪毅直徑的70%～79%，總質量大于2 t的車輛應取其上限。通常制造商在保持有效的制動性能的情況下盡可能將零件做的小些輕些。輪輞直徑為17英寸又因為M=2025 kg。
在本設計中，制動盤直徑為：D =70%～79%Dr=0.79 17 20.2=301～341.122 mm
取D=340 mm根據(jù)尺寸所作三維圖如圖3.1所示。
圖3.1 制動盤
(2) 制動盤厚度h
為使質量不致太大制動盤厚度應取得適當小些;為了降低制動工作時的溫升制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以制成實心的而為了通風散熱可以在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通風的制動盤在兩個制動表面之間鑄有冷卻葉片。車輪轉動時盤內扇形葉片的選擇了空氣循環(huán)有效的冷卻制動。通常實心制動盤厚度為l0 mm～ 20 mm具有通風孔道的制動盤厚度取為20 mm～50 mm但多采用20mm～30mm。
在本設計中選用通風制動盤式制動盤h取22 mm。
圖形如如圖3.2所示
圖3.2 制動盤
(3) 摩擦襯塊外半徑R2與內半徑R1
推薦摩擦襯塊外半徑R2與內半徑R1的比值不大于1.5。
在本設計中取外半徑為R2=165 mm ，則內半徑R1=110 mm。
(4) 內通軸直徑
初選為65 mm
(5) 摩擦襯塊工作面積A
摩擦襯塊單位面積占有的車輛質量在1.6 kg/～3.5 kg/，選取工作面積為72.32
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