五菱榮光盤式制動器設計【4張圖紙】

五菱榮光盤式制動器設計【4張圖紙】,4張圖紙,榮光,制動器,設計,圖紙 畢業(yè)論文 開題論證報告 專 業(yè) 汽車服務工程 學生姓名 賈旭 班 級 B汽車092 學 號 0910107222 指導教師 嚴軍 完成日期 2012年3月10日 課題名稱：五菱榮光盤式制動器 一．課題來源、課題研究的主要內容及國內外現狀綜述 1.課題研究的目的及意義 汽車的設計與生產涉及到許多領域，其獨有的安全性、經濟性、舒適性等眾多指標，也對設計提出了更高的要求。汽車制動系統(tǒng)是汽車行駛的一個重要主動安全系統(tǒng)，其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響。隨著汽車的形式速度和路面情況復雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命的制動系統(tǒng)。其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響，如果此系統(tǒng)不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將會受到車禍的傷害。 汽車是現代交通工具中用得最多、最普遍、也是運用得最方便的交通工具。汽車制動系統(tǒng)是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運動的裝置，而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，人們對安全性、可靠性的要求越來越高，為保證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng) 車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。 現代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實際工作性能是整個制動系中最復雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進制動器機構、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。 2.汽車制動器的國內外現狀及發(fā)展趨勢 對制動器的早期研究側重于試驗研究其摩擦特性，隨著用戶對其制動性能和使用壽命要求的不斷提高，有關其基礎理論與應用方面的研究也在深入進行。目前，汽車所用的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。盤式制動器被普遍使用。但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故低端車一般還是使用前盤后鼓式。汽車制動過程實際上是一個能量轉換過程，它把汽車行駛時產生的動能轉換為熱能。高速行駛的汽車如果頻繁使用制動器，制動器因摩擦會產生大量的熱量，使制動器溫度急劇升高，如果不能及時的為制動器散熱，它的效率就會大大降低，影響制動性能，出現所謂的制動效能熱衰退現象。 二．課題研究的內容 制動器是制動系中最主要的一個部件，是制動系統(tǒng)中用以產生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力的部件。 凡是利用固定元件與旋轉元件工作表面的摩擦而產生制動力矩的制動器都稱為摩擦制動器，摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者的摩擦副中的旋轉元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。 目前廣泛使用的是摩擦式制動器,盤式制動器的摩擦力產生于同汽車固定部位相連的部件與一個或幾個制動盤兩端面之間。其中摩擦材料僅能覆蓋制動盤工作表面的一小部分的盤式制動器稱為鉗盤式制動器；摩擦材料覆蓋制動盤全部工作表面盤式制動器稱為全盤式制動器?，F代汽車中以單盤單鉗式的鉗盤式制動器應用最為廣泛，僅有個別大噸位礦用自卸車采用單盤三鉗和雙盤單鉗的鉗盤式制動器，以及全盤式制動器。鉗盤式制動器中定鉗盤式為制動鉗固定在制動盤兩側，且在其兩側均設有加壓機構。浮鉗盤式制動器僅在制動盤一側設有加壓機構的制動鉗，借其本身的浮動，而在制動盤的另一側產生壓緊力。又分為制動鉗可相對于制動鉗可相對于制動盤軸向滑動鉗盤式制動器；與制動鉗可在垂直于制動盤的平面內擺動的擺動鉗盤式制動器。 三．對制動器的要求 汽車制動系應滿足如下要求。 (1) 應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準、法規(guī)制定的有關要求外,也應考慮銷售對象所在國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 (2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離駐坡效能是以汽車在良好的路面上能可靠而無時間限制地停駐的最大坡度(%)來衡量的, 一般應大于25。 (3)工作可靠。為此，汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的，而行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30%，駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 (4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間的頻繁重復制動，尤其是下長坡時的連續(xù)制動，均會引起制動器的溫升過快，溫度過高。特別是下長坡時的獨立的管路可使制動器摩擦副的溫度達到300℃—400℃，有時甚至高達700℃。此時，制動器的摩擦系數會急劇減小，使制動效能迅速下降而發(fā)生所謂的熱衰退現象。制動器發(fā)熱衰退，經過散熱、降溫和一定次數的緩和使用，使摩擦表面得到磨合，其制動效能重新恢復，這稱為熱恢復。提高摩擦材料的高溫摩擦穩(wěn)定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。 (5)制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用而使摩擦副的摩擦系數急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現象。一般規(guī)定在出水后反復制動5—15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。另外也應防止泥沙、污物等進入制動器摩擦副工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥沙進入而采用封閉制動器的措施。 (6)制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車均不應失去操縱性和方向穩(wěn)定性。為此。汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當的比例，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化。同一車軸上的左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性，當后輪抱死而側滑甩尾時，會失去方向穩(wěn)定性，當左、右輪的制動力矩差值超過15時，會在制動時發(fā)生汽車跑偏。 四．本課題要研究或解決的問題和擬采用的研究手段（途徑）： 本文設計的滑動鉗式制動器，以高級轎車用盤式制動器為例。對其制動效能、制動的各項參數需求進行了評估。首先是先對盤式制動器的各部分尺寸的選定，例如制動盤的直徑、厚度、制動塊的內外半徑、制動襯塊有效工作面積等。其次，在不同工作條件下對前后車輪的制動力、附著力和地面制動力進行計算，以此來觀察他們之間的變化關系，從而得出最理想的制動狀態(tài)，在制動時也發(fā)揮最大的制動效能，最后給出制動器主要零部件的AutoCAD圖和proe三維建模。另外，本次設計考慮到經濟的成本，既要兼得考慮制動器的綜合性能，選用禮貌形結構，選用有中間通風的制動盤；制動鉗選用球墨鑄鐵制造，并且做成整體式；輪轂的制造材料選用灰鑄鐵。相對來說，這種形式的制動器在成本處于中上等的水平，同時也符合了工廠加工上的效率。 五、課題進度安排 2月13日～3月10日．畢業(yè)實習階段。 畢業(yè)實習，查閱資料，市場調查，到多個公司實踐，撰寫實習報告。 2月26日～3月10日．論文開題階段。 論文總體構思方案，填寫開題報告，前期檢查。 3月11日～5月4日．論文初稿階段。 撰寫畢業(yè)論文初稿，中期檢查。 5月5日～5月22日．論文完善工作階段。 充實完善畢業(yè)論文。 5月23日～5月24日．畢業(yè)論文預答辯。 5月25日～6月4日．論文定稿階段。 論文修改、定稿，材料復查。 6月5日～6月6日．論文評閱。 6月7日～6月8日．畢業(yè)答辯。 6月9日～6月15日．材料整理裝袋。 六、指導教師意見 　　 　　　　　　　　　　　 簽名 　　　　　　 　　　　　　　　　　　　　 　　 　　　 年　 月　　日 七、專業(yè)系意見 簽名 　　　　　　 年　 月　　日 八、學院意見 　　　　　　　　　　　　　 簽名 　　　　　　 年　 月　　日 4 五菱榮光盤式制動器設計 摘 要 本文首先對汽車制動器原理和對各種各樣的制動器進行分析,詳細地闡述了各類制動器的結構,工作原理和優(yōu)缺點.再根據微型客車的車型和結構選擇了適合的方案.根據市場上同系列車型的車大多數是滑鉗盤式制動器,而且滑動鉗式盤式制動器結構簡單,性能居中,設計規(guī)范,所以我選擇滑動鉗式盤式制動器.本文探討的是一種結構簡單的滑動鉗式盤式制動器,對這種制動器的制動力,制動力分配系數,制動器因數等進行計算.對制動器的主要零件如制動盤、制動鉗、支架、摩擦襯片、活塞等進行結構設計和設計計算,從而比較設計出一種比較精確的制動器.本文所采用的設計計算公式均來自參考資料. 關鍵詞:盤式制動器 ，制動力, 制動力分配系數, 制動器因數 ABSTRACT This paper first principle of the car brake and brake on a wide range of analysis,a detailed exposition of the structure of various types of brake, and the advantages and disadvantages of working principle. Accordance with Minibus models and structure chosen for the programme. Under series models on the market with most of the cars leading trailing, and leading trailing simple structure, performance, middling, design specifications, so I chose to receive from the Sliding Disc brake. This paper is a simple structure recipients from the Disc brake, the brake system of this power, braking force distribution coefficient, such as brake factor calculation. brake on the main parts such as brake pan, brake caliper, bracket, friction linings, piston for structural design and design, design and comparison A more precise brakeused in the design of this formula are calculated from the reference. Key words: disc brakes, power system, power distribution coefficient system, brakefactor 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 制動系的功能 1 1.2 車輪制動器 1 1.2.1車輪制動器的分類 1 1.2.2車輪制動器的工作原理 2 1.3 制動系的要求 2 1.4 盤式制動器 3 1.4.1盤式制動器的特點 3 1.4.2盤式制動器的優(yōu)點 3 第2章 方案論證 6 2.1 制動器的主要類型 6 2.2 制動器的工作原理 6 2.2.1鼓式制動器的工作原理 6 2.2.2盤式制動器的工作原理 7 2.2.3盤式制動器與鼓式制動器相比，有以下優(yōu)點： 7 2.3 盤式制動器方案比較 8 2.3.1 固定鉗式盤式制動器 8 2.3.2 浮動鉗式盤式制動器 9 2.3.3 全盤式制動器 9 第3章 制動器的設計計算 11 3.1 設計要求 11 3.2 整車參數 11 3.3 受力分析 11 3.4 同步附著系數的確定及計算 14 3.5 制動力、制動強度、附著系數利用率的計算 17 3.5.1滿載時的情況 17 3.5.2 空載的情況 18 3.6 制動器最大制動力矩的計算 20 3.7 主要零部件的結構設計 21 3.7.1制動盤 21 3.7.2制動塊 22 3.7.3制動鉗 23 3.7.4密封圈 24 3.8 制動器因數及制動距離的計算 26 3.8.1制動器因數的計算 26 3.8.2制動器距離的計算 26 3.9 校核計算 27 3.9.1 摩擦襯塊的磨損特性計算 27 3.9.3 盤式制動器制動力矩的校核 29 3.10 駐車制動計算 32 3.11 計算結果 33 總結 34 參考文獻 36 第1章 緒論 1.1 制動系的功能 汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。 汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車下短坡時保持的適當穩(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產生故障。 汽車制動系統(tǒng)應具備以上的功能。這些功能是設置在汽車上的一套專門的裝置來實現的。這些裝置是由制動控制機構和執(zhí)行機構來組成的。也就是由供能裝置、操縱機構、傳動機構、制動器、調節(jié)制動力裝置、制動防抱裝置、報警裝置和壓力保護裝置等組成。 1.2 車輪制動器 1.2.1車輪制動器的分類 制動器是制動系中產生阻止車輛運動或運動趨向的力的機構。車輪制動器是行車制動系的重要部件。目前各類汽車所使用的車輪制動器可以分為鼓式和盤式兩大類。前者的摩擦副中的旋轉元件是制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉元件為圓柱狀的制動盤，以端面為工作表面。他們的旋轉元件都固裝在車輪或半軸上，制動力矩直接分別作用于兩側車輪上的制動器。 0 圖1-1 鼓式制動器示意圖 圖1-2 盤式制動器示意圖 1.2.2車輪制動器的工作原理 圖1-3為車輪在良好的硬路面上制動時的受力情況[1]。 圖1-3 制動器車輪受力 Tf是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑轉時的摩擦力矩，單位是N·m；FB是地面制動力，單位為N; W為車輪垂直載荷、TP車軸對車輪的推力、FZ為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為N。 顯然，從力矩平衡得到 FB=Tf/r (1-1) 式中r──為車輪的有效半徑，m； Tf──制動器制動力矩，N·m。 地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但是制動力只取決于制動蹄和制動鼓（制動鉗與制動盤）間的摩擦力和輪胎與地面間的摩擦力。 在輪胎周緣為了克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號Ff表示。它相當于把汽車架離地面，并踩住制動踏板，在輪胎周緣沿切向方向推動車輪直至它能轉動所需的力，顯然 Ff= FB=Tf/r (1-2) 當駕駛員松開制動踏板時，在回位彈簧的作用下，制動蹄與制動鼓（制動鉗與制動盤）的間隙又得以恢復，從而解除制動。 可控制的對汽車進行制動的外力稱為制動力。產生及控制制動力的裝置稱為制動系?，F代汽車的制動裝置都是利用機械摩擦來產生制動作用的。 1.3 制動系的要求 汽車制動系應滿足以下要求： （1） 應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。 （2） 具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。 （3） 工作可靠。 （4） 制動效能的熱穩(wěn)定性要好。 （5） 制動效能的水穩(wěn)定性要好。 （6） 制動時的汽車操縱穩(wěn)定性要好。 （7） 制動踏板和手柄的位置和行程要符合人-機工程學的要求。 （8） 作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定的制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間。 （9） 制動時不應產生振動和噪聲。 （10） 制動系的機件應使用壽命長，造價低的材料，并且不能對人體有害。 1.4 盤式制動器 1.4.1盤式制動器的特點 ??? 盤式動器散熱快，重量輕，構造簡單，調整方便。特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，熱穩(wěn)定性、水穩(wěn)定性好。 1.4.2盤式制動器的優(yōu)點 1）盤式制動器在液壓的控制下制動力大且穩(wěn)定，其制動效能遠高于鼓式制動器。鼓式制動器，由于散熱性能差，在制動過程中會聚集大量的熱量。制動蹄片和輪鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復雜的變形，容易產生制動衰退和振抖現象，引起制動效率下降。盤式制動盤直接裸露在空氣中，散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。在轎車領域中，盤式制動有逐漸取代鼓式制動的趨向。隨著材料科學的發(fā)展及成本的降低，盤式制動器將逐步取代鼓式制動器。 2）在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式動器的質量和外形尺寸要比鼓式制動器的小。 3）盤式的摩擦塊比鼓式的摩擦襯片在摩損后更易更換，結構簡單，維修保養(yǎng)容易。 4）制動盤與摩擦塊的間隙?。?.05～0.15mm）[2]，這就縮短了活塞的操作時間，并使制驅動機構的力傳動比有增大的可能。 5）制動盤的熱膨脹不會像制動鼓膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調整裝置結構設計得于簡化。同時在制動盤上鑄有加強筋，以提高制動盤的強度和鑄造的工藝性能。另在制動盤上開了許多小孔，加速通風散熱、提高制動效率。 6）易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性和安全性。以保證汽車在任何車速下各車輪都不得能均勻一致地平穩(wěn)制動。 7）能方便地實現制動器摩損報警，以便于工作及時更換摩擦片。 1.4.3國內外汽車盤式制動器發(fā)展狀況 ??? 1）國外盤式制動器研發(fā)情況介紹 國外汽車研發(fā)機構經過多年的研究和試驗，氣壓盤式制動器在所有的主要性能方面都優(yōu)于傳統(tǒng)的鼓式制動器，并將其廣泛使用在新型的載重汽車上?，F在一些歐洲汽車公司制造的汽車上，均已開始大量使用氣壓盤式制動器總成（這種氣壓盤式車輪制動器裝配組裝在汽車的前后車橋總成上）。氣壓盤式制動器與傳統(tǒng)的鼓式制動器相比在制動性能等方面的有明顯的優(yōu)勢，主要表現在以下幾個方面。 制動力和安全性：在間斷制動狀態(tài)下，鼓式與盤式制動器的制動能力相差不大。但盤式制動器在制動響應和制動控制方面的表現更好一些。但在連續(xù)制動過程中，兩種制動器的差別很大。在長距離的坡路上駛下（如下山），盤式制動器在固定的制動壓力下，完全不失去初始性能，汽車能全程保持一定的速度行駛。相反，裝有鼓式制動器的汽車，為保持速度，須逐漸增加制動壓力。持續(xù)制動后，在同等制動壓力下，盤式制動器產生的制動力只是略有下降，而鼓式制動器的制動力下降非常大，這兩種制性動器的安全因數有著很大的差別。 ??? 結構和成本：盤式制動器系統(tǒng)包括盤、襯墊、缸和卡鉗，其零件數少于鼓式制動器系統(tǒng)，同類車型相比其總成的總質量比鼓式制動器低18%。盤式制動器總成可以作為一個完整的部件送到車橋裝配線，此部件即包括了盤式制動器的所有零件。這樣就有一個特別的優(yōu)越性，就是可以把所有機械功能預調好的、經過試驗的裝置提供給用戶，因而產品的責任有了明確規(guī)定。 ??? 維修保養(yǎng)：盤式制動器的整套操作機構密封在外殼中，經潤滑以延長其壽命。所以盤式制動器幾乎是無需維修的，維修主要是更換磨損零件，即襯墊和盤。而且，更換襯墊所需的時間也比更換鼓式制動器材套所需的時間少80%。這意味著不僅可以節(jié)省維修成本，還能大大縮短非運營時間。 ???電子制動控制系統(tǒng)（EBS）：盤式制動器由于采用簡單且相當成熟的操作機構，因而具有特別高的效率。其提供的制動靈敏性使EBS系統(tǒng)能夠實現一些強而有效的控制作用，用以縮短制動距離，提高車輛的穩(wěn)定性和磨損率。盤式制動器在響應方面的特性，表現在每個車輪制動相差很小，每個車軸的左右車輪之間的磨損分配均勻。 2）國內汽車盤式制動器應用情況 ??? 隨著我國汽車工業(yè)技術的發(fā)展,特別是轎車工業(yè)的發(fā)展,合資企業(yè)的引進，國外先進技術的進入，汽車上采應用盤式制動器配置才逐步在我國形成規(guī)模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性，滿足人們不斷提高的生活物質需求、改善生活環(huán)境等方面都發(fā)揮了很大的作用。 ??? 在轎車、微型車、輕卡、SUV及皮卡方面：在從經濟與實用的角度出發(fā)，一般采用了混合的制動形式，即前車輪盤式制動，后車輪鼓式制動。因轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%[3]，所以前輪制動力要比后輪大。生產廠家為了節(jié)省成本，就采用了前輪盤式制動，后輪鼓式制動的混合匹配方式。采用前盤后鼓式混合制動器，這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為汽車在緊急制動時，軸荷前移，對前輪制動性能的要求比較高，這類前制動器主要以液壓盤式制動器為主流，采用液壓油作傳輸介質，以液壓總泵為動力源，后制動器以液壓式雙泵雙作用缸制動蹄匹配。目前大部分轎車(中檔類如夏利、吉利、神龍富康、上海華普、捷達)、微型車（長安之星、昌河、豐田海獅、天津華利、江鈴全順）、高端輕卡（東風小霸王、江鈴、瑞風、南京依維柯）、SUV及皮卡（湖南長豐、江鈴皮卡）等采用前盤后鼓式混合制動器。2004年我國共產此類車計110萬輛以上。但隨著高速公路等級的提高，乘車檔次的上升，特別上國家安全法規(guī)的強制實施，前后輪都用盤式制動器是趨勢。 3）未來汽車盤式制動器的研究應注重以下幾個方面的問題： （1）提高制動效能、防止塵污和銹蝕； （2）減輕重量、簡化結構、降低成本； （3）電子報警和智能化系統(tǒng)的發(fā)展； （4）實用性更強與壽命更長。 盤式制動器在汽車的應用上，一般是由于受車輪輪轂的外形尺寸限制,在小型車上大量使用的是液壓盤式制動器,以配合整車的液壓制動回路的匹配；隨著汽車工業(yè)技術的發(fā)展,特別是重型汽車轎車化的配置要求，重型車使用氣壓盤式制動器已經十分普遍，歐洲汽車公司制造的汽車上，均已開始大量使用氣壓盤式制動器總成。 第2章 方案論證 2.1 制動器的主要類型 制動器是具有使運動部件(或運動機械)減速、停止或保持停止狀態(tài)等功能的裝置。是使機械中的運動件停止或減速的機械零件。俗稱剎車、閘。制動器主要由制架、制動件和操縱裝置等組成。 目前，廣泛使用的是摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式、盤式和帶式三種。①鼓式制動器分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩類。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，制動時，利用制動鼓的內圓柱面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩。②盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦面便產生作用于制動盤上的摩擦力矩以阻止車輪轉動。③鼓式制動器的帶式制動器只用作中央制動器，這里不做考慮。 2.2 制動器的工作原理 盤式制動器又稱為碟式制動器，顧名思義是取其形狀而得名。它由液壓控制，主要零部件有制動盤、分泵、制動鉗、油管等。制動盤用合金鋼制造并固定在車輪上，隨車輪轉動。分泵固定在制動器的底板上固定不動。制動鉗上的兩個摩擦片分別裝在制動盤的兩側。分泵的活塞受油管輸送來的液壓作用，推動摩擦片壓向制動盤發(fā)生摩擦制動，動作起來就好象用鉗子鉗住旋轉中的盤子，迫使它停下來一樣。這種制動器散熱快，重量輕，構造簡單，調整方便。特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，而且不怕泥水侵襲，在冬季和惡劣路況下行車，盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內令車停下。有些盤式制動器的制動盤上還開了許多小孔，加速通風散熱提高制動效率。 2.3 盤式制動器方案比較 2.3.1 固定鉗式盤式制動器 固定鉗式盤式制動器如下圖所示，其制動鉗體固定在轉向節(jié)（或橋殼）上，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減少時，回位彈簧則將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種結構形式又稱為對置活塞式或浮動活塞式固定鉗式盤式制動器。固定鉗式盤式制動器的制動鉗剛度好，除活塞和制動塊外無其他滑動件。但由于需采用兩個油缸并分置制動盤的兩側，因而必須用跨越制動盤的內部油道或外部油管來連通。這就使得制動器的徑向和軸向尺寸都較大，因而在車輪中，特別是車輪輪距小的微型車的前輪中的布置比較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高；制動產生的熱經制動鉗體上的油路傳給制動油液，易使其由于溫度過高而產生氣泡，影響制動效果。微型客車從結構和經濟性上考慮都不適用固定鉗式盤式制動器。近年來，由于汽車性能要求的提高，固定鉗式固有的弱點使之不能完全適應這些要求，故不采納固定鉗式盤式制動器。 活塞 制動鉗體 制動塊 車橋 進油口 制動盤 缺點：油缸多、結構復雜、制動鉗尺寸大。 油路中的制動液受制動盤加熱易汽化。 圖2-2固定鉗式盤式制動器 2.3.2 浮動鉗式盤式制動器 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動，另一種的制動鉗體可繞一支撐銷擺動。但它們的制動油缸都是單側的，且與油缸同側的制動塊總成為活動的，而另一側的制動總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊總成的受力均等為止。浮動鉗盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器近一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車制動和駐車制動。由于浮動鉗沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了油液受熱機會，單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽較小，使冷卻條件較好。另外單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動油液溫度比固定鉗式的低30 ℃~50℃，汽化的可能性較小。相比于固定鉗式浮動鉗式可將油缸和活塞等精密件減去一半，造價大為降低。 2.3.3 全盤式制動器 全盤式制動器由固定摩擦圓盤和旋轉圓盤組成。定圓盤通過導向平鍵或花鍵聯接(見鍵聯接、花鍵聯接)于固定殼體內，而動圓盤用導向平鍵或花鍵裝在制動軸上，并隨軸一起旋轉。當受到軸向力時,動、定圓盤相互壓緊而制動。為增多盤數和在圓盤表面覆蓋一層石棉等摩擦材料可增大制動力矩。其工作原理如摩擦離合器，故又稱離合器式制動器。這種制動器結構緊湊，摩擦面積大，制動力矩大，但散熱條件差，結構較為復雜，造價成本高，故不予以采用。 綜上所述：選擇方案三浮動盤式制動器最為理想。滑動鉗式制動器由于它結構簡單、緊湊、質量小和耐高溫，它既滿足了制動安全實用性也具有較低的生產成本，得到了廣泛的應用，所以我考慮選用滑動鉗式盤式制動器做為微型客車的制動器。 第3章 制動器的設計計算 3.1 設計要求 采用盤式制動器。要求對制動力、制動力分配系數、制動器因數等進行計算。對制動器主要零件，如制動鼓、制動蹄、摩擦襯片（襯塊）進行結構設計和設計計算。 3.2 整車參數 車型：五菱榮光 基本參數： 1）軸距：L=2350mm； 2）最高車速：Vmax=105 Km/h； 3）汽車空載質量：m’a =985Kg； 汽車滿載總質量：ma =1620Kg； 4）空載時汽車的質心高度：h’g =800mm； 滿載時汽車的質心高度為hg=930mm； 5）汽車空載時的軸荷分配：前軸60%，后軸40%； 汽車滿載時的軸荷分配：前軸52%，后軸48%； 6）汽車空載時質心到前后軸的距離：L’1= L*0.40=2350*0.40=940mm； L’2= L*0.60=2350*0.60=1410mm； 汽車滿載時質心到前后軸的距離：L1=L*0.52=2350*0.52=1222mm； L2=L*0.40=2350*0.48=1128mm； 7）車輪有效半徑re 選用80系列輪胎，查閱GB/2978_1997， 155/80R13 新胎滾動半徑為281mm, 得有效半徑為Re=281mm。 3.3 受力分析 圖3-1所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖中忽略了空氣阻力、旋轉質量減速時產生的慣性力偶矩以及汽車的滾動阻力偶矩。另外，在以下的分析中還忽略了制動時車輪邊滾動邊滑動的情況，并且附著系數為定值φ。 圖3-1制動時的汽車受力圖 根據圖3-1給出的汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為 （3-1） 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為 （3-2） 式中：Z1 ──汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N； Z2 ──汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N； L ──汽車軸距，N； L1 ──汽車質心離前軸距離，mm； L2 ──汽車質心離后軸距離，mm； Hg ──汽車質心高度，mm； G ──汽車所受重力，N； ──汽車制動減速度，m/s。 令=qg ,q 稱為制動強度。 若在附著系數為φ的路面上制動，前、后均抱死，這時汽車總的地面制動力為 （3-3） 前、后車輪中的附著力為 （3-4） 根據文獻[]前后車輪的附著力為 （3-5） （3-6） 對于大多數兩軸汽車，前、后制動器制動力的比值為一定值，并以前制動器制動力Ff1與汽車總的制動器制動力Ff之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數，用β表示，即 （3-7） 此時， ， （3-8） （3-9） （3-10） 式中：FB1，FB2 ──前、后車輪的地面制動力； Ff1，Ff2 ──前、后車輪的制動器制動力； Fφ1，Fφ2 ──前、后車輪的附著力； β──制動力分配系數 由（3-1）、（3-2）、（3-5）～（3-7）式可得前后軸車輪的利用附著系數為 = （3-11） = （3-12） 則前后軸的附著效率為 （3-13） （3-14） 式中： ， ──前、后車輪的利用附著系數；， ──前后軸的附著效率。 以上式子表明：汽車在附著系數φ為任一確定值時，各軸車輪附著力即極限制動力并不是常數，而是制動強度q或FB的函數。當汽車制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，以及前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 3）前后輪同時抱死拖滑。 顯然，最后一種情況的附著條件利用得最好。 因此我們不難求得在任何附著系數φ的路面上，前、后車輪附著力同時被充分利用的條件為 （3-15） （3-16） 式中：Ff1，Ff2 ──前、后車輪的地面制動力； 由式（3-15）、（3-16）中消去φ得 （3-17） 將（3-17）繪制成以Ff1，Ff2為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，也稱為I曲線，如圖3-2所示。如果汽車前、后輪制動器的制動力Ff1，Ff2的規(guī)律分配，則可以保證汽車在任何一種路面上，也就是任一附著系數φ的路面上制動時，均可以使前、后車輪同時抱死。 圖3-2 微型客車的I曲線 3.4 同步附著系數的確定及計算 （3-18） 上式在圖3-2中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數為的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數=,則稱線與I曲線交點處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。同步附著系數的計算公式是： 對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。 (2)當>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)當=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。 為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為du/dt=qg=g，即q=，q為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度q<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數利用率 (或附著力利用率)來表達，可定義為： 式中 ——汽車總的地面制動力； G——汽車所受重力； q——制動強度。 當=時， q=，=1,利用率最高。 如何選擇同步附著系數，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下，的數值就決定了前后制動力的分配比。 的選擇與很多因數有關。首先，所選的應使得在常用路面上，附著系數利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關，與汽車的載荷情況也有關?？傊?，的選擇是一個綜合性的問題，上述各因數對的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據具體條件的不同，而有不同的側重點。 根據設計經驗，空滿載的同步附著系數和應在下列范圍內：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。 現代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動力調節(jié)裝置，可根據制動強度、載荷等因素來改變前、后制動器制動力的比值，使之接近于理想制動力分配曲線。 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數利用率，聯合國歐洲經濟委員會(ECE)的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車在0.15≤q≤0.8，其他汽車在0.15≤q≤0.3的范圍內，前輪均應能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.2≤≤0.8的范圍內，必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)。 綜上所述，這款微型客車的同步附著系數選取0.72。 表2.5 各種路面的附著系數 路面 峰值附著系數 滑動附著系數 瀝青或混凝土（干） 0.8～0.9 0.75 瀝青（濕） 0.5～0.7 0.45～0.6 混凝土（濕） 0.8 0.7 碩石 0.6 0.55 土路（干） 0.68 0.65 土路（濕） 0.55 0.4～0.5 雪（壓緊） 0.2 0.15 冰 0.1 0.07 ----注：（公式（3-1）～（3－17）參考文獻[4]） 3.5 制動力、制動強度、附著系數利用率的計算 3.5.1滿載時的情況 1） 汽車在理想路面上行駛 即當φ=φ0時，有：FB1=Fφ1，FB2=Fφ2，故 FB=Gφ=magφ=1500*9.8*0.72=10672 N q=φ=0.72；ε =q/φ=1 FB1=Fφ1=G(L2+qhg)φ/L Ff1=FB1 F′f1=FB1/2 T′f1=F′f1*re 以上式中（下同） FB1、FB2──汽車前、后軸車輪的地面制動力； FB──汽車總的地面制動力 Fφ1、Fφ2──前、后軸車輪附著力； q──制動強度； ε──附著系數利用率； G──汽車所受重力； g──重力加速度； Ff1、Ff2──前、后輪制動器制動力（又稱制動周緣力） F′f1 ──單個前輪制動器制動力； T′f1 ──單個前輪制動器制動力矩。 2）當汽車在較差路面行駛 即當φ〈φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前 剛剛首先抱死的條件，即FB1=Fφ1。若取φ=0.5，則制動力FB可以寫為 （3-19） 制動強度q可以寫為 （3-20） 附著系數利用率可以寫為 （3-21） 可以算出前輪制動器的制動力FB1為 （3-22） F′f1=Ff1/2 T′f1=F′f1*re 3） 當汽車在較好路面行駛 即當φ >φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即FB2=Fφ2。若取φ=0.9，則 制動力FB可以寫為 （3-23） 制動強度q可以寫為 （3-24） 附著系數利用率可以寫為 可得后輪制動器的制動力FB2為 FB1=FB-FB2 F′f1=FB1/2 T′f1=F′f1*re 從以上的計算結果均通過Matlab編程運算得出，詳見運算表格，從結果可知路面條件越好，車輪與路面間的附著系數越高，則前輪制動器所承受的制動力和制動力矩就越大。 3.5.2 空載的情況 1）當φ=φ0時，有： FB1=Fφ1，FB2=Fφ2，故 FB=Gφ=magφ q=φ=0.47；ε =q/φ=1 FB1=Fφ1=G(L2+qhg)φ/L Ff1=FB1 F′f1=FB1/2 T′f1=F′f1*re 2）當φ〈φ0 時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即FB1=Fφ1。若取φ0=0.3 則制動力FB可以寫為 制動強度q可以寫為 （3-25） 附著系數利用率可以寫為 （3-26） 可以算出前輪制動器的制動力FB1為 F′f1=Ff1/2 T′f1=F′f1*re 3）當φ >φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛抱死的條件，即FB2=Fφ2。若取φ=0.6，則 制動力FB可以寫為 制動強度q可以寫為 （3-27） 附著系數利用率可以寫為 可以算出前輪制動器的制動力FB2為 FB1=FB-FB2 F′f1=FB1/2 T′f1=F′f1*re （公式（3－19）～（3－27）參考文獻[4]） 3.6 制動器最大制動力矩的計算 最大制動力矩是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的發(fā)向力Z1、Z2成正比。 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數φ0值的汽車，為了保證在φ >φ0的良好路面上能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為 （3-28） （3-29） 對于常遇到的道路條件較好、車速較高因而選取了較大的同步附著系數φ0值的汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。在φ〈φ0的良好路面上，相應的極限制動強度q〈φ，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （3-30） （3-31） 式中：φ──為該車所能遇到的最大的附著系數。 對于微型客車來說，它通常是在較好的路面上行駛，所以它適用第二種情況，這里可以取φ=0.9， 由此可知單個制動器所需要提供的制動力和制動力矩為： F′f1=FB1/2=4371.9 N T′f1=F′f1*re=1228.5 N?m （公式（3－28）～（3－31）參考文獻[4]） 3.7 主要零部件的結構設計 3.7.1制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形和禮帽型兩種，我所選用的是禮帽型，制動盤的工作表面要光滑平整。初步確定制動盤的結構參數如下： 1）制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量的大些，因為這樣制動盤的有效半徑將得以增大，這樣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。但是，制動盤直徑D又受到輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70%-79%，對于總質量大于2t的汽車應取上限。 作為一款微型客車，滿載時的總質量有1620kg,我對該車前輪制動器制動盤的直徑選擇為輪輞直徑的75%，給定的輪胎參數為：155R13，這就是說輪輞直徑為330mm。那么: 制動盤直徑D=d×75%=330×75%=248mm 式中d──輪輞直徑，d=13英寸=330mm 2）制動盤厚度h 制動盤厚度h直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為了使質量不至于太大，制動盤的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。制動盤可以做成實心的，為了通風散熱，降低制動工作時的溫升，又可以在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為10～20mm,具有通風孔道的制動盤兩工作面之間的尺寸一般取20～30mm[3]。 作為一款經濟型微型客車，如果制動盤鑄出通風孔，會加大工作量，增加加工工序，成本也會隨之增加。為了降低成本，所以我選用實心的制動盤，厚度為h=14mm，這種制動盤可以滿足制動要求。 3.7.2制動塊 制動塊有背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。 1）摩擦襯塊內半徑R1與外半徑R2 一般摩擦襯塊的外半徑R2與內半徑R1的比值不應偏大。因為，如果比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減少，最終會導致制動力矩變化大。 經過計算參考，選擇R1=72，R2=122。 2）摩擦襯塊的工作面積A 單片襯塊作用面積 A=（60/360）π（）=51cm。 3）摩擦襯塊的材料 選擇摩擦塊時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數f=0.35～0.40已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.35可使計算結果接近實際。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料[3]。 3.7.3制動鉗 制動鉗由球墨鑄鐵制造，鑄成一個整體，其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可以檢查或更換制動塊。制動鉗體要有高的強度和剛度。在鉗體中加工出制動油缸，活塞用鑄鋁合金制成，表面還要進行鍍鉻處理。主要尺寸參照圖紙。 盤式制動器制動鉗的布置可以在車軸之前也可以在車軸之后，如果制動鉗位于軸前可避免輪胎向鉗內甩濺泥水污物；位于軸后則可減小制動時輪轂軸承徑向合力，如圖3-6所示。 圖3-6制動鉗的位置對輪轂軸承載荷的影響 （a）制動鉗位于車軸前；（b）制動鉗位于車軸后 1─車輪；2 ─制動盤；3 ─輪轂 Z ─路面法向反力；FB ─制動力；P ─FB與Z的合力及相應的支撐反力； ，─制動稱塊對制動盤的摩擦反力及相應的支撐反力；Q─輪轂軸承的徑向合力 3.7.4密封圈 盤式制動器是汽車液壓制動系統(tǒng)的換代產品,橡膠矩形密封圈(簡稱矩形圈) 是其關鍵部件之一,其質量直接影響盤式制動器的密封性能及活塞回位的靈敏度和可靠性?，F將矩形圈生產過程中出現的雜質、缺膠、磨削和切割質量差及色斑問題的產生原因及解決措施簡介如下。 矩形圈采用先硫化成膠筒,再磨削、切割(帶芯棒) 成矩形圈的方法生產,工藝流程為:膠料混煉→停放→返煉→擠出→硫化→套芯棒→磨削→切割→清洗→檢驗→入庫。 其主要質量問題的產生原因及解決措施 1）雜質 主要原因: 原料含有雜質； 膠料混煉過程中混入雜質； 混煉膠停放、搬運過程中混入雜質； 擠出膠條停放、搬運過程中混入雜質； 模腔不干凈。 解決措施: 各種小料過篩,母煉膠過濾； 膠料混煉前清洗煉膠機,保持混煉現場干凈； 混煉膠自然冷卻后,用干凈塑料薄膜包裝后,再搬運；返煉前清洗煉膠機,擠出膠條自然冷卻后用塑料袋盛裝；保持硫化現場干凈保證膠條不落地,裝模前清除模腔中的雜物。 2）缺膠 主要原因: 模具壓注腔的注膠孔少、孔徑??；擠出膠條停放時間過長,膠料流動性變差； 硫化壓力不足或波動大。 解決措施: 適當增加模具壓注腔的注膠孔并加大孔徑； 擠出膠條的停放時間控制在4～32 h 范圍內,并在硫化前預熱(80 ℃×10 min) ；確保硫化壓力達到工藝要求并保持其穩(wěn)定。 3）磨削質量差 主要原因: 磨床頂針圓錐段端面及芯棒端面和軸向跳動度設置不當,導致磨削膠筒壁厚偏差及壁內、外表面平行度不符合要求；砂輪表面的砂粒粒徑過大,導致膠筒磨削面出現周向溝槽；砂輪松動,導致膠筒磨削面凹凸不平； 磨削進刀量過大,導致膠筒壁厚不均勻。 解決措施: 磨削前,用千分表檢查磨床頂針圓錐段端面及芯棒端面和軸向跳動度,確保各跳動度不大于0. 01 mm； 砂輪更換或調整后,應用金鋼鉆精磨砂輪表面,并先磨削邵爾A 型硬度為80～85 度的膠棒5～6 min； 確保砂輪穩(wěn)固不松動； 第1 次進刀量為順時針旋轉刻度盤,當砂輪接觸到膠筒時,手動旋轉芯棒一周,膠筒被砂輪摩擦的一周都有擦痕的刻度盤刻度;第2 刀和倒數第2 刀間的每次進行刀量應不大于15個刻度(每個刻度0102 mm) ,每次磨削一個行程;最后一次進刀量應不大于5 個刻度,磨削兩個行程。 4）切割質量差 主要原因: 切割高度設置不合理,導致矩形圈高度偏差較大； 刀片裝卸頻繁,刀柄的裝刀夾頭由于磨損而導致刀片松動,致使矩形圈端面出現波紋及端面內外棱角處出現鋸齒口等現象；芯棒端面和軸向跳動度設置不當,導致膠筒切割斷面與中心線不垂直； 刀片溫度過高，由于刀片與膠筒切割面摩擦、擠壓, 刀片溫度較高,高溫刀片切割膠筒時,焦燒的膠末被磨擦、擠壓而粘附于斷面上,致使矩形圈端面無光澤。 解決措施: 切割高度值設定在公差范圍內； 用自制刀柄替代原來的刀柄。刀柄制作工藝為:先制作100 mm ×20 mm ×20 mm 的金屬(鋼) 長方體,然后在其一矩形面的長度方向左側2 mm處開設24 mm ×0. 5 mm ×6 mm的槽,再在槽右側面開一個直通到槽的絲孔,即制成刀柄。這種刀柄結構簡單,刀片裝卸方便、安裝緊固,徹底解決了刀片松動問題； 切割前用千分表檢查芯棒端面和軸向跳動度,保證各跳動度不大于0.03 mm； 設計一個輸水裝置,給刀片均勻滴水,以控制刀片溫度。 5）色斑 主要原因:產品未洗滌干凈。 解決措施:在洗衣機中,先用體積比1∶8 的洗滌劑/ 水混合液洗滌產品5 min ,再用清水清洗3次,每次清洗2 min ,然后自然晾干。 此次按照結構推算采用的密封圈如圖3-7所示，通過分析矩形圈產生質量問題的原因并采取相應的解決措施。 3.8 制動器因數及制動距離的計算 3.8.1制動器因數的計算 制動器因數又稱為制動器效能因數，它表示制動器的效能，用BF表示。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可以定義為在制動盤的作用半徑上所能產生的摩擦力與輸入力之比，即 （3-32） 式中：R---制動盤的作用半徑； P---輸入力，一般取加于兩制動塊的壓緊力； 因為我對微型客車前輪制動器選用的是鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fP，那么鉗盤式制動器的制動器因數為 式中：f---盤與制動襯塊間的摩擦系數。 利用經驗設計方法，我們可以取f=0.35,那么，該車前輪制動器的制動因數為 3.8.2制動器距離的計算 制動距離是制動效能的一個重要指標，即 （3－33） 式中：---制動初速度，在這里取=80 則該車的制動距離為 =50.67m （公式（3－32）、（3－33）參考文獻[4]） 3.9 校核計算 3.9.1 摩擦襯塊的磨損特性計算 （公式（3－34）～（3－44）參考文獻[4]） 摩擦襯塊的磨損，與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯塊的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W／mm2。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （3-34） （3-35） （3-36） 式中： ——汽車回轉質量換算系數； ——汽車總質量； ，——汽車制動初速度與終速度，m／s；計算時轎車取km/h(27.78m/s)；質量3.5t以下的貨車取=80km/h(22.2m/s)；總質量3．5t以上的貨車取=65km／h(18m／s)； j——制動減速度，m／s2，計算時取j=0．6g； t——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯塊的摩擦面積； ——制動力分配系數。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 （3－37） （3－38） 鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W／mm2為宜，但當制動初速度低于式下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8W／mm2。轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0W／mm2。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。這個結果符合要求。 計算結果（見第十二節(jié)計算表格）在規(guī)定范圍內，符合技術要求。 3.9.2 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （3-39） 式中： ——各制動鼓(