发布时间 : 星期六 文章盘式制动器设计说明书原版更新完毕开始阅读877f7679d1f34693dbef3e60
式中：R1，R2——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。
根据图 5-7，在任一单元面积RdRd?上的摩擦力对制动盘中心的力矩为
2fqRdRd?，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制
动盘上的制动力矩为
?R2T123???fqR2dRd??fq(R2?R13)? ??R123单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为
fN??得有效半径为
????R2R12fqRdRd??fq(R2?R12)?
3?R134R1R2R1?R22R2Re???2?[1?]()
2fN3R22?R123(R1?R2)2Tf令
R14m]Rm=121mm ?m，则有：Re?[1?23(1?m)R2m1R1??1，，故Re?Rm。当R1?R2，m?1，Re?Rm。
(1?m)24R2 因m?但当m过小，即扇形的径向宽度过大时，陈快摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。本次设计取有效半径为121mm。
第六章 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。
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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
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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0.3~0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取f?0.3~0.35。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0.1mm~0.3mm（单侧0.05~0.15）。 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。
6.液压制动驱动机构的设计计算
为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以
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及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。 6.1.1制动轮缸直径与工作容积
制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力F0与轮缸直径dw及制动轮缸中的液压P有如下关系：
dw?2P （6.1） ?p式中：p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p= 8～12MPa。本设计制动轮缸液压取p?12MPa
对于F0因为 BF?TfPR=2f 则Tf?2fPR，另外由公式（4.7）Tf?2fNR。经受力
分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力P。所以
P?Tf2fR，又因为制动器对前后轮的最大制动力矩为已知。
求得前轴P1＝18801N ， 后轴P2＝8047N，带入公式（6.1） 得dW1＝44.70mm dW2＝29.23mm
制动管路液压在制动时一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。
根据GB7524-87轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
故在本设计中前轴轮缸直径选为46mm， 后轴轮缸直径选为30mm 一个轮缸的工作容积：
Vw?式中：dw——一个轮缸活塞的直径；
n——轮缸的活塞数目；
?d?41n2w? （6.2）
?——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：???1??2??3??4在初步设计时，对
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