盘式制动器设计计算

盘式制动器的设计计算

4.1相关主要技术参数

整备质量 1570 kg

载客人数 5 人

最大总质量 2470 kg

轴距 2737 mm

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）=725

Hg（空）=776

轮胎型号 245/45 R18

4.2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18×25.4=457.2≈457mm，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％一30％，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l0mm—13mm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2R与内半径1R

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，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：

R初取168mm。

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，

2

R为124mm。

则

1

R，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

m

同时也等于有效半径e R ，而平均半径mm R R R m 1462

2

1=+= 而式中1R 、2R 也就是摩擦衬块的内外半径，即mm R R 29221=+ 擦衬块的有效半径文献[3]

R e =(

)

()

mm R R R R 14712848*32835008

*2*3*22

1

22313

2==-- (4—1)

与平均半径R m =146mm 的值相差不大，

且满足m=

738.016812421==R R <1,()()

41

24.0738.1738.0122<==+m m 的要求， 所以取R=146mm 。 4.2.4前盘制动衬块面积A

对于盘式制动器的工作面积A ，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.6～3.52

cm Kg 范围内选用。

则制动衬块的面积S 为文献[3]：

()

()

2

22212

221564.128.16*18

5*21**2

1cm R R S S S =-=-=

-=πθ （4-2）

式中，1R 、2R 为衬块的内外半径。 图4—１摩擦衬块几何状况

θ为制动衬块在制动盘上所占的中心角，一般为0

030

~50，在此取的050即

518

π

弧度。 4.3制动力和制动力矩的确定

通过满载时的前轮支反力，得到最大地面制动力矩，而后通过它于制动器制动力矩的关

系，求出初始0F ,再求出d,并根据国标对制动轮直径d 进行选值，反过来求出实际设计时的0F 和制动力矩μM 。假定制动衬块的摩檫表面全部与制动盘接触。且各单位压力分布均匀，则制动器制动力矩文献[3]：

R fF M 02=μ （4-3）

式中： f ------ 摩檫系数取0.3；

0F ------单侧制动块对对制动盘的压紧力； R -----作用半径。

且r F M z ⨯⨯⨯=

ϕμ1max 2

1

（4-4） 式中： 1z F ：满载时前轮的支反力，其值为990Kg ×9.8=9702N 。

ϕ：地面峰值附着系数，设计的该客车大致都在干燥或潮湿的沥青路面上行驶，

根据文献[4]可取ϕ=0.7。

r: 车轮有效半径，文献[5]车轮直径=车轮宽度*扁平率*2+轮辋直径*25.4 =245×0.45×2+18×25.4=677mm ，所以车轮半径为 r=677/2=338.5mm 339≈

根据 max μμM M ≥ 得：

R fF M 02=μ≥r F M z ⨯⨯⨯=

ϕμ1max 2

1

（4-5）

即 339.07.097022

1

146.03.020⨯⨯⨯≥

⨯⨯⨯F 计算得 N F 9.131400≥

由制动轮缸对制动块施加的张开力0F 与轮缸直径d 文献[3]和制动管路压力P 的关系为

d =

可以计算出轮缸最小直径：

mm d 6.34101414.39

.1314046

=⨯⨯⨯=

（4-6）

式中：P ：制动管路压力，对于盘式制动器选取为14a MP ；

d ：在GB7524—87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，

则

N P d F 1587010144

038.014.3462

2

0=⨯⨯⨯==π

(4-7)

因为N N F 9.131********>=

所以max μμM M ≥，所以满足要求

m N R fF M ⋅=⨯⨯⨯==1.1151146.09.131403.0220μ

4.4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。