湿式多盘制动器说明书

本科毕业论文(设计) 题目： 抱轴式湿式多盘制动器

学院： 山西大学煤炭工学院

班级： 机械班

姓名：

指导教师： 职称： 讲师

完成日期： 201 年 6 月 11

抱轴式全封闭湿式多盘式制动器设计

摘要：无轨胶轮车辅助运输，是我国煤矿生产中重要的运输方式。因此，湿式多盘制动

器就成为了目前研究的重要课题。本文通过对不同种类制动器的作用、分类、结构以及原理的详细介绍，找出了湿式多盘制动器的优势，进一步分析了湿式多盘制动器的工作原理。结合本课题无轨辅助运输设备所需的制动性能，根据常规全封闭湿式多盘制动器的结构特点和其工作原理，通过详细计算及校核设计出符合无轨胶轮车辅助运动车辆的制动器。

关键字：湿式多盘制动器；制动力矩；碟簧

I

The Design of Fully Enclosed Wet Multi-disc Brake

Abstract：The trackless assisted transportation is an important transport in China's coal

production , therefore wet multi-disc brake has become an important topic. The paper introduce the function, classification, structure and working principle of all kinds of brake. Further analysis the advantages of a wet multi-disc brake and how it works. With rail auxiliary transport equipment required braking performance of the subject. According to the structural characteristics of the Practices fully enclosed wet multi-disc brake and its working principle. Through the detailed, In conformity with the supplementary we should design motor vehicles rubber-tyred car brake.

Key words：Wet multi-disc brake；Braking torque；Disc spring

II

目 录

第一章 绪论 ........................................................... 1

1.1 课题背景 .......................................................... 1 1.2 国内外现状 ........................................................ 1

1.2.1 国外现状 .................................................... 1 1.2.2 国内现状 ................................................... 2 1.3 工程车辆制动器的发展方向 .......................................... 3 1.4 湿式多盘制动器研究的意义 ......................................... 4 第二章 制动系统的制动器要求和制动器的比较 ............................... 5

2.1 制动器的类型和比较 .............................................. 5

2.2.1 制动器的类型 ............................................... 5 2.2.2 制动器的性能比较 ............................................ 5

第三章 湿式多盘制动器概述 .............................................. 7

3.1 湿式多盘制动器的现状、种类及特点 .................................. 7 3.2 湿式多盘制动器结构特点及其工作原理 ................................ 8 3.3 湿式多盘制动器的工作原理 .......................................... 8 3.4 湿式多盘制动器冷却方式及散热途径 ................................ 9 第四章 抱轴式湿式多盘制动器的设计 ..................................... 10

4.1 设计的原始数据 .................................................. 10 4.2 汽车制动理论分析 ............................................... 10

4.2.1 制动性能的概念 ............................................. 10 4.2.2 制动器性能评价指标 ........................................ 10

III

4.2.3 制动时车辆受力分析 ........................................ 11 4.2.4 制动车辆制动效能 ........................................... 13 4.2.5 制动器制动力的比例关系 .................................... 14 4.3 湿式多盘制动器的计算 .......................................... 15

4.3.1 全封闭湿式多盘制动器的原始数据 ............................ 15 4.3.2 全封闭湿式多盘制动器的设计原则 ........................... 16 4.3.3 整车所需的最大制动力矩MB的计算 ......................... 17 4.3.4 前后桥制动器所需的力矩Tu ................................ 18 4.3.5 前后桥制动器所需的制动力 ................................ 18 4.4 碟簧的计算及校核 .............................................. 19

4.4.1 碟簧形式的选取 ............................................. 19 4.4.2 碟簧的工作特点 ............................................. 20 4.4.3 碟簧的种类 ................................................ 20 4.4.3 复合碟簧的计算 ............................................. 21 4.4.5 碟簧方案的选取 ............................................. 22 4.4.6 碟簧方案的校核 ............................................. 25 4.4.7 碟簧组设计方案的有关数据 ................................ 31 4.5 湿式多盘制动器摩擦材料的选择 .................................... 32

4.5.1 两种类型的摩擦材料 ......................................... 32 4.5.2 结论 ...................................................... 32 4.6 花键的计算与校核 ................................................ 33

4.6.1 花键的选择 ................................................. 33 4.6.2 活塞上花键的参数计算与校核 ................................. 33 4.7 摩擦片选取及布置 ............................................... 39

4.8.1 O 形密封圈的特点 ........................................... 40 4.8.2 形密封圈对湿式多片制动器的影响 ............................. 41 4.9 湿式多盘制动器典型零件的设计与加工工艺 ........................... 41 第五章 机械工程CAD制图规则 ........................................... 45

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第六章 总结 .......................................................... 49 参考文献 ................................................................ 50 致谢 .................................................................... 51 附录 .................................................................... 52 英语文献 ................................................................. 1 中文翻译 ................................................................ 12

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第一章 绪论

1.1 课题背景

湿式多盘制动器具有制动力矩大、使用寿命长、抗衰退能力强、免维修等很多特点。

为了提高成本效益,适应井下无轨辅助运输方向的发展。无轨辅助运输中重要的运输装置无轨胶轮车的制动装置要求在载重量逐步增加,工作条件恶劣的环境下具有更好的制动安全性、耐用性以及较高的经济性和可靠性，因此要设计研制出一种适于井下无轨胶轮车的全封闭湿式多盘制动器来满足市场的要求。

1.2 国内外现状 1.2.1 国外现状

湿式多盘制动器的出现最早始于美国。早期的工作目的主要侧重于试验研究,通过试验结果来研究湿式多盘制动器和离合器的摩擦特性。近年来,相应有关湿式多盘制动器的一系列基础理论方面的研究正逐步进行和不断完善。当前对于湿式多盘制动器的分析研究来说，因其结构形状和工作环境的复杂性和特殊性,而有限元分析法较为先进。近年来，国外非常重视多盘制动器的研究，已研制出多种形式的湿式多盘制动器，应用越来越广。国外极大工程机械公司，如美国的CLARK、CATERPILLAR公司和瑞典的VOLVO公司已在整机设计时考虑采用湿式多盘制动器，美国RONKWELL公司及德国的KESSLER公司在车桥产品中也采用了湿式多盘制动器。叉车、装载机等已广泛采用了湿式多盘制动器的车桥，而井下矿用车辆已全面采用湿式多盘制动器系统。

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1.2.2 国内现状

我国过去的轮式车辆主制动器广泛采用蹄式结构,但由于蹄式结构受车辆轮毂尺寸,制动鼓经长期作用,磨损严重, 需要经常调整间隙; 制动鼓浸入油、泥、水时, 难于排除, 影响制动稳定性;且存在作用面积小, 散热不好等缺点, 因而逐渐由制动性能良好的钳盘式制动器取代。然而钳盘式制动器虽然克服了蹄式制动器的一些缺点, 但仍存在着摩擦面积小, 摩擦表面单位压力高, 对摩擦衬片材料的强度及高温下的耐压性能要求高, 而且自动补偿衬片磨损间隙的可靠性差。以往车辆上广泛采用的鼓式制动器存在磨损严重, 需要经常调整间隙; 易产生热衰退现象,从而影响制动性能的稳定性等缺点,其已不能完全满足对车辆制动性能的要求,所以逐渐采用了制动性能较好的干盘式制动器。干盘式制动器虽具有制动性能稳定,能承受温度、水和车速的影响, 抗衰退性能好等优点, 但其只有1个盘, 摩擦面积小,单位压力高, 散热条件差。因此, 随着对制动性能要求十分严格的机械工业的不断发展和完善,干式制动器逐步被制动性能更好的湿式多盘制动器所取代。80年代中期,我国引进和消化吸收国外井下装载机技术, 开始了对湿式多盘制动器的研究。80年代末期开始研制车用湿式多盘制动器产品, 现已研制出液压制动型、弹簧制动液压制动型、弹簧制动液压解除制动型、多功能型和非驱动桥用型等,部分产品已开始在车辆上使用, 效果良好。湿式多盘制动器按其安装及工作原理可分为普通型湿式多盘制动器、湿式多盘失压制动器、多功能湿式多盘制动器3种形式。其独特之处在于:

( 1) 为全封闭结构,环形工作面积较大,且防止了泥、水、油的浸入, 制动稳 定。

( 2) 采用多片结构,可在较小衬片压力下获得较大的制动力矩, 而元件承受

压力降低, 摩擦片单位比压小。

( 3) 随着摩擦材料的发展,湿态摩擦系数也将大幅度地提高。

( 4) 采用了单制动活塞推进结构,摩擦零部件受力均匀, 圆盘间隙不用调整

并准许滑转、传递扭矩,特别适合重载长坡制动工况。

( 5) 为液压驱动、油液循环散热冷却, 具有良好的散热性能, 减少了维修保

养,延长了使用寿命。其冷却方式可根据制动强度选择强制式或自冷式。 自冷式制动器在支撑轴与轮毂间无密封, 润滑差速器和行星轮边减速器

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的润滑油可直接流向制动器中, 达到同时冷却制动盘的效果。

( 6) 固定盘与制动器壳体用花键连接,摩擦盘装在固定盘之间,并随轮毂制动。 制动时油液推动活塞向外运动,固定盘压紧摩擦盘,使摩擦盘减速,从而降 低轮毂转速,达到制动的目的。近几年又研制出弹簧制动式液压松闸的全

封闭多盘式制动器,其制动更加安全可靠,使用寿命更长,几乎无需保养。 可实现工作制动、停车制动和紧急制动,大大简化制动液压系统,便于总体 布置设有手动松闸泵,当车辆动力发生故障时可被其他车辆牵引。 1.3

工程车辆制动器的发展方向

目前,轮式装载机制动系统的设计有两大趋布,目的是分析外圈浅层表面力的分布规律。特别是其圆周表面应力在故障发生后的表现特征在发现回转支承发生故障后,其内部故障在通过主负荷区域滚道的过程中,会使与其在径向正对的滚圈圆周表面节点应力整体增加的同时发生短时间的剧烈波动,还导致其纵向对应的滚圈下表面节点应力出现同样的变化,且波动峰值更为明显由于各种类型的回转支承装置都是由在结构和受力上与双排异径球式回转支承装置的外圈上半部分类似的座圈组合而成,故可通过观测滚圈下表面及位于回转支承主负荷区域的圆周表面应力在回转过程中有无这种变化规律来判断其是否存在故障。我国研制的湿式多盘制动器已在下列工程车辆上得到应用: ( 1) 井下装载机,包括金川有色金属公司第二机械厂生产的4m3、3m3 井下装载机, 南昌通用机械厂生产的2m3井下装载机等。

( 2) 自卸汽车,包括南宁重型机械厂生产的18t 矿用自卸汽车等。

( 3) 飞机牵引车,包括威海广泰航空地面设备有限公司生产的20t飞机牵引车等。 ( 4) 装载机、平地机,徐州装载机厂生产的ZL50D 型和ZL30E 型装载机, 天工 工程机械有限公司生产的PY200 型平地机等。

( 5) 水陆两用车, 包括胜利油田工程机械总厂生产的大、小水陆两用车等。 ( 6) 煤科院太原分院生产的中型客货车非驱动车桥用湿式多盘制动器等。虽然 国内应用湿式多盘制动器起步比较晚,但其应用前景十分可观。随着工程 机械向大型化、高性能和自动化方向发展,对制动控制装置的操纵性、稳

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定性、可靠性和经济性要求也越来越高,人们对湿式多盘制动器技术日益 了解: 制动性能好,安全效率高, 不需要调整和维护, 制动性能优于干式 制动器。为了提高设备运行性能和生产率, 设计时将会普遍采用湿式多盘 制动器。湿式多盘制动器代替干式制动器指日可待。

1.4 湿式多盘制动器研究的意义

湿式多盘制动器具有制动力矩大、使用寿命长、抗衰退及抗污染能力强、免维修

等优点。广泛用于需要制动力矩大或工作环境恶劣的设备。因此,在较大型或特殊工况使用的工程车辆上,湿式多盘制动器取代其它形式制动器已成为必然趋势。

随着人们对湿式多盘制动器技术的了解不断加深, 以及基于其制动性能好、安全、效率高。制动器不需要调整和维护,维护保养费用低等特点,因此湿式多盘制动器的前景是非常广阔的。除此之外，近年来,随着用户对湿式多盘制动器制动性能和使用寿命要求的不断提高,我们有必要对湿式多盘制动器进行更近一步的改进与更新，所以有关湿式多盘制动器设计原则、结构优化以及破坏机理等一系列基础理论方面的研究正在逐步进行和不断完善。

煤炭行业在我国不断发展的同时，也给我国人民生活水平的提高及国内经济的发展贡献了不可磨灭的力量。众所周知，湿式多盘制动器对于煤炭行业意味着什么，它是煤炭行业最不可缺少的。因此，研究湿式多盘制动器有着非常重要的意义。

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第二章 制动系统的制动器要求和制动器的比较

2.1 制动器的类型和比较

2.2.1 制动器的类型

制动器分为碟式制动器、通风碟制动器、鼓式制动器。现在汽车上采用的制动器，结构分为鼓式和盘式的两种。鼓式制动器是汽车上最常用的一种制动器，它的摩擦副中的旋转元件为鼓状的制动鼓，工作边面为圆柱内表面，固定元件为圆弧形的带摩擦片的制动踢。盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得的。它由液压控制，主要零件有制动盘、分泵、制动钳、等，制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动。制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧。分泵的活塞受输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好像用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。只有在中高级轿车或者高性能汽车上才会采用四轮盘式制动器或者通风制动器。

2.2.2

制动器的性能比较

鼓式刹车有良好的自刹能力，由于刹车来令片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度，刹车张力越大，此情形就越明显，因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别可能只有大型采用气动辅助，而小型车采用真空辅助来帮助刹车。鼓式刹车制造技术层次较低，也是最先用于刹车系统，因此制造成本要比碟式刹车低。由于鼓式刹车刹车来令片密封于刹车鼓内，造成刹车来令片磨损后的碎屑无法散去，影响刹车鼓与来令片的接触面而影响刹车性能。由于刹车系统没有密封，因此刹车磨损的细屑不会沉积在刹车上，碟式刹车的离心力可以将一切水、灰尘等污染向外抛出，以维持一定的清洁。此外由于碟式刹车零件在外，要比鼓式刹车更易于维修 碟式刹车除了成本较高，基本上皆优于鼓式刹车，盘式制动器又

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称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，这种制动器散热快，重量轻，构造简单，调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，并且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，加速通风散热提高制动效率。反观鼓式制动器，由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动蹄片和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。当然，盘式制动器也有自己的缺陷。比如对制动器和制动管路的制造要求较高，摩擦片的耗损量较大，成本贵，而且由于摩擦片的面积小，相对摩擦的工作面也较小，需要的制动液压高，必须要有助力装置的车辆才能使用，所以只能适用于轻型车上。而鼓式制动器成本相对低廉，比较经济。 所以，汽车设计者从经济与实用的角度出发，一般轿车采用了混合的形式，前轮盘式制动，后轮鼓式制动。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%－80%，因此前轮制动力要比后。轿车生产厂家为了节省成本，就采用前轮盘式制动，后轮鼓式制动的方式。四轮盘式制动的中高级轿车，采用前轮通风盘式制动是为了更好地发热，至于后轮采用非通风盘式同样则是成本的原因。毕竟通风盘式的制造工艺要复杂得多，价格也就相对贵很多。随着材料科学的发展以及成本的降低，在轿车领域中，盘式制动有逐渐取代鼓式制动的趋向。通风碟是由两块尺寸相同的制动碟构成，他们之间有通风口。当制动碟随车轮高速旋转时，它就会象泵一样，把两碟之间的热空气排出，达到散热的目的。

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第三章 湿式多盘制动器概述

3.1

湿式多盘制动器的现状、种类及特点

湿式多盘制动器按结构及工作原理可分为普通型湿式多盘制动器、湿式多盘失压式制动器,多功能湿式盘式制动器三种形式。

普通型湿式多盘制动器采用压力操纵制动,卸压后弹簧释放制动。压力油进入制动器油腔,作用在一个与摩擦片外径相等的大活塞上,从而推动活塞压紧摩擦片制动。这种普通型湿式多盘制动器一般安装在各类车辆轮端,作为行车制动,它需要一个液压系统来操纵制动动作, 一旦管路出现爆裂等故障, 就无法实现制动,给车辆安全行驶带来威胁。另外,为了保证车辆停车后能够安全定位, 还设有一个停车制动器。停车制动器一般采用失压制动, 两套制动器保证了车辆的安全性,却增加了零件的数量。

湿式多盘失压制动器是一种安全型湿式多盘制动器,它除了具有湿式多盘制动器的特点外,对于车辆的安全使用将起到非常重要的作用。同时,使用湿多盘失压制动器可以使液压制动系统大大简化,不需要第二制动系统,工作制动、停车制动和紧急制动都由此制动器完成, 无需另加停车制动器,给总体布里带来方便。湿式多盘失压制动器在结构上采用弹簧操纵制动,当制动管路中的油压达到额定值时,推动活塞压缩弹簧施放制动,踏下制动踏板时,油压卸荷 弹簧立刻推动活塞压紧摩擦片制动。当制动管路无论任何原因失压时,制动器均能自动施加制动, 确保车辆的行驶安全。但由于该制动器采用弹簧操纵制动, 对于需经常制动减速的重型卡车,弹簧长期承受疲劳载荷, 对弹簧的刚度、抗疲劳强度的要求都很高, 弹簧寿命较短。

多功能湿式多盘制动器是综合了以上两种湿式制动器的特点,它在结构上采用双活塞制动方式。即行车制动时采用压力油操纵制动,压力油进入制动器油腔, 作用在行车制动活塞上,从而推动活塞压紧摩擦片制动,卸压后由回位弹簧释放制动。停车制动或发动机出现故障及管路爆裂时,制动液压系统卸荷,压缩弹簧立刻推动停车活塞压紧摩擦片进行制动。

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3.2

湿式多盘制动器结构特点及其工作原理

矿上广泛使用的湿式多盘制动器的结构有半轴、油封、锁母、轴承、动壳、浮动油封、压盖、动摩擦片、静摩擦片、透气塞、排气塞、静壳、活塞、析壳、螺栓、圆柱压缩弹簧、放油塞等。

这种制动器摩擦片一半以上的面积浸在润滑油的环境中，同时摩擦片上开有许多螺旋沟槽，车辆制动时摩擦片摩擦产生的大部分热量将通过润滑油及壳体散发出去，使制动器不会因为内部温度过高而损坏元部件。动摩擦片内缘通过花键与动壳连接，可随动壳一起转动，并可沿轴向左右移动。静摩擦片外缘通过花键与静壳连接，不可转动但可沿轴向左右移动。当制动器实施制动时，踩下制动踏板，制动系统的高压油进入制动器的活塞腔中，在油压作用下，复位弹簧被压缩，活塞向左移动将动摩擦片和静摩擦片压紧，从而实施制动。当松开制动踏板后，活塞腔内的液压油回到液压油箱，活塞在复位弹簧的作用下回位，动摩擦片和静摩擦片分离，制动解除。 3.3

湿式多盘制动器的工作原理

湿式多盘制动器按结构及工作原理分为两种形式:普通型湿式多盘制动器和失压型湿式多盘制动器,对轻型胶轮车辆由于受前后桥结构及轮毂内空间的,只能采用普通型湿式多盘制动器。其结构主要由动摩擦片、静摩擦片、动壳、静壳、压盘、活塞和碟簧组件等组成。制动器分别安装在四个车轮内,动、静摩擦片通过花键分别与动壳和静壳联接,两者相间排列,并均可沿花键左右移动,制动释放时,动、静摩擦片间保持一定间隙,可自由旋转。工作制动器采用液压制动,弹簧释放的制动形式。当活塞腔接通液压油时,油液压力推动活塞,进而压紧动、静摩擦片产生摩擦力,所产生的摩擦阻力矩使车轮制动;当活塞腔液压油卸压时,回位弹簧将活塞复位,从而使动、静摩擦片分离,摩擦阻力矩消失,解除车轮制动。

在车辆行驶过程中,需要减速或制动时,踩下脚踏阀通过控制脚踏阀的行程,从而成比例地控制了注入液压腔的油液量,获得所需的制动力。因为制动力可在一定范围内进行,从而保证了车辆运行的平稳性。

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3.4 湿式多盘制动器冷却方式及散热途径

一、冷却方式

目前矿用湿式多盘制动器的冷却降温主要依靠油液的循环。冷却方式可根据制动器的工作环境及制动的频繁状况分为自行冷却和强制油液循环冷却2种方式。主要依靠制动器内部的润滑油及壳体使热量散发的方式称为自行冷却方式。将外部的冷却液引入制动器，冷却液流过摩擦盘后再流出制动器，将制动器制动时产生的热量带走的方式称为强制冷却方式。其中强制冷却方式又分为轴心式冷

却方式、浸油式冷却方式和滴油或喷油式冷却方式。自行冷却方式适用于制动不太频繁而制动器本身散热就已经足够的场合，结构简单但冷却能力相对较弱；强制冷却方式适用于制动频繁而制动器本身散热不足的场合。结构复杂但冷却能力相对较强。 二、散热机理分析

湿式多盘制动器与干式制动器不同，其特点：湿式多盘制动器工作在浸满冷却液的封闭环境中。在液压力的作用下压紧内、外摩擦片，当摩擦片相对运动时，接触的表面产生摩擦力，摩擦力所做的功转化为热量，热量通过接触界面逐渐传递到润滑油液及制动器壳体内。其中，一部分热量以热传导、对流以及辐射等方式，通过制动器内润滑冷却油及周围空气散发；另一部分则以内部势能的形式积累在材料内部。

制动器的热量产生具有瞬时性，制动器热量的散发具有过程性。油液与摩擦副之间的对流换热以及壳体连续散热过程均为非稳态过程。由于全封闭湿式多盘制动器的瞬间产生的制动热能向油液扩散有一个过程，这与油液的流动状态，摩擦片的导热性、对偶钢片的热容量及其传热特性有关，此外还与外界环境的温度及空气流动状态有关。工作循环时间的长短、制动强度对全封闭湿式多盘制动器内油的温升均影响较大。

从制动器的散热机理分析，制动器摩擦副的热量传递主要表现为传导和对流2种传热方式。影响其散热的因素除摩擦副材料的导热系数、油液的对流换热系数外，还与壳体的导热性能、摩擦副的结构形式、油液在制动器中的流动状态、环境温度、摩擦片的导热特性、初始温度以及空气的流动状况等有关。

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第四章 抱轴式湿式多盘制动器的设计

4.1 设计的原始数据 设计的原始数据如下：

1、制动器能实现行车制动、停车制动和紧急制动功能；

2、整车最大装载质量6000kg，整车装备质量6000kg，最大总质量12000kg; 3、全载荷下，前后桥质量分配为50%，50%；

4、在水平干硬路面下，以额定载荷制动，当制动器的制动初速度为20km/h 时， 制动距离不大于8m;

5、停车制动要求汽车承载1.5倍额定载荷下，在最大为16度的坡道上保持静 止而不产生位移；

6、制动器结构由传动轴、分动器壳体结构组成。

4.2 汽车制动理论分析

4.2.1 制动性能的概念

无轨胶轮车行驶时能经短距离停车且维持行驶方向的稳定性。

4.2.2 制动器性能评价指标

1、制动性能：制动距离、制动减速度。

2、制动效能恒定性：抗热衰退性。

3、制动时汽车方向稳定性：即车辆防止跑偏、侧滑的能力。考虑设

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计任务车速为20 km/h,一般不会发生此类现象，故不做参考。

4.2.3 制动时车辆受力分析

1、地面制动力Fxb:如图4-1

图4-1 受力分析

=Tu/r (4-1) Fu 式（4-1）中：

Fxb-------地面制动力（N）;

F’---------车轮时地面的作用力（N）; Tu---------车轮制动器的摩擦力矩（N.m）; r----------车轮半径（m）;

Fp---------车轴对车轮的作用力（N）。

2、地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，其取决于： （1）制动器内制动摩擦片与制动盘的摩擦力矩；

（2）轮胎与地面间摩擦力的极限值，即附着力。（附着力，指轮胎与地面摩 擦力的极值）。 3、制动器制动力Fu的分析：

（1）制动器制动力的定义：即指轮胎周围克服制动器摩擦力矩所需要的力。

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Fu=Tu/r (4-2) （2）影响制动器制动力的因素：地面制动力Fu仅有制动器结构参数决定，即取决于制动器结构。制动器摩擦副的摩擦系数与车轮的半径有关，并与制动器踏板力Fp及制动系的液压或气压成正比。

（3）地面制动力Fxb,制动器制动力Fu，地面附着力F的关系

一般来说只考虑制动时，车轮做滚动和抱死脱滑两种情况（ABS系统制 动性能最好），汽车制动轮胎滚动时：地面制动力Fxb=制动器制动力Fu车 轮抱死拖滑时：地面制动力为极限值小于地面附着力=

图4-2 Fxb、Fu与F的关系

可见，Fxb首先取于Fu,但又受附着条件。只有车辆具有足够的制 动器制动力，同时地面又能提供较大的附着力时才能获得足够的地面制动力。 地面制动力，制动器所需的制动力矩，制动器制动力，校核小于F即可。 4、 附着系数f

附着系数表示轮胎与地面摩擦系数。一般用平均附着系数f，峰值附 着系数Fp,滑动附着系数Fs来衡量。

fFz

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表4-1 附着系数f的值

沥青混凝土 平均辅值Fs 峰值辅值系数Fp 干 0.8——0.9 0.75 湿 0.5——0.7 0.45——0.7

附着系数f取决于道路材料、路面状况、花纹材料、轮胎结构及汽车动 速度等。 4.2.4

制动车辆制动效能

制动减速度的计算:

1、不考虑制动延迟时的制动减速度j1： 此时产生的减速制动距离为:

2SVo2202j21.938m13.6 (4-3)

2、考虑制动器延迟时间t2时制动减速度j2： 表4-2 制动类型延迟时间的选取

制动类型 时间t2 弹簧制动 0.5s 液压盘式制动 0.35 多片制动 0.17s 气压制动 0.4～0.8s 鼓式制动 0.75s

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选取弹簧制动，由表4-2延迟时间t2为0.5s

2

v0（4-4） j22.96m2

s2sv0T2此时因制动延迟产生的减速制动距离S2为：

S2VOT22.78m （4-5) v05.21m （4-6) S32j2 此时总的制动距离S总为：S总=S2+S3=2.78+5.21=7.99﹤8m。 （4-7） 由式（4-3）、（4-4）知最大制动减速度

2jmax：

（j1，j2）max=2.96m/s² （4-8） jmax=

可见，决定制动器制动距离的主要因素是:制动器起作用的时间和最大制动减速度。

4.2.5 制动器制动力的比例关系

1、 地面对前后轮法向反作用力Fz1、Fz2决定于F1、F2，如图4-3

图4-3 力的关系

2、力和力矩的关系

(1)以O1为研究对象，则力和力矩的平衡方程

14

dv MO1FzLFjhgGaFZLmhgGa (4-9) 22dt(2)以 O2为研究对象，则力和力矩的平衡方程式：

MO2Fz1Lm dvhgGb

（4-10） dt 联立式（4-9）、（4-10）得:

FGhgdvz2Lagdt  FGdvz1Lbhgdt (4-12) 考虑到极限情况（前后轮抱死制动） FxbFG

此时：dvdtjmaxG

将式（4-13）代入(4-9)、（4-10）得：

FGhgGz1Lbg FGhgGz2Lag 此时制动器制动力Fu取得极值FxbFG

Fu1Fz1,Fu2Fz2,Fu1Fu2G

4.3 湿式多盘制动器的计算

4.3.1 全封闭湿式多盘制动器的原始数据

1、在水平干硬路面，在额定载荷下制动器制动时初速度v0=20km/h，制动距离小于等于8m;

15

4-11） 4-13） （（

2、车辆承载1.5倍载荷在规定坡道16°保持静止，空转为6000kg,车载荷 为6000kg,总载荷为12000kg.

4.3.2 全封闭湿式多盘制动器的设计原则

1、车辆应设置行车制动，行车制动的静态制动力大于50%整车的最大质量。

2、车辆应设置行车制动，停车制动应在车辆运行和动力停止运行时均起

作用。停车制动装置要保证车辆在规定的坡道上承载1.5倍最大载荷， 在最大为16度的坡道上能保持静止状态。 3、行车制动：使车辆减速及至停驶制动情况；

驻车制动：使车辆在平路上或坡道上静止不动的情况。

紧急制动：使车辆迅速制动而停驶的情况。 4、车辆轮胎半径：

已知轮胎的型号为11.00——20，半径0.519m 轮胎半径：自由半径r0—未装车成品轮胎；

静力半径rs—承受最大载荷时轮胎中心到地面的距离； 运动半径rv—测量轮胎走过几圈的路程。

由于无轨胶轮车采用实心轮胎，所以轮胎半径采用静力半径rs。

5、制动原理

湿式多盘制动器具有制动力矩大、使用寿命长、抗衰退能力强、免维修等诸多

特点。其结构由动静壳、活塞、碟簧组件、摩擦片（粉片、钢片）、转向节、安装螺钉、动静压盘、密封圈、透气塞总成、 排空嘴总成等组成。 湿式多盘制动器的工作原理：采用碟簧制动、液压释放制动方式。

抱轴制动式湿式多盘制动器安装在轮毂和桥壳之间，动、静摩擦片通过花键分

别与动壳、活塞连接，两者相间排列，并均可沿花键左右移动，制动释放时，动静摩擦片间保持一定间隙，可自由旋转。主要采用碟簧制动、液压释放。车辆在停车或紧急制动未解除前，碟簧组件推动活塞带动动压盘左移，压紧摩擦片，实现制动。当液压腔充液后，活塞右移，压缩碟簧组件使摩擦片逐渐松开，解决制动力。若需

16

紧急制动，打开控制阀，碟簧推动活塞左移，液压油迅速流回油箱，实现制动。当车辆行驶过程中需要制动时，通过脚踏阀的行程控制排油量，所需的制动力。 这样，制动力可在一定范围内进行，以保持车辆运行的稳定性，避免了车

辆的急停。

4.3.3 整车所需的最大制动力矩MB的计算

1、按制动减速度计算整车制动力矩MB1

MB1（4-14） Gsjrg

在式（4-14）中：Gs——整机工作质量（N); rg——轮胎半径（m）； J——最大制动减速度（m/s） 将式（4-9）代入得MB12120002.960.519Nm18434.9Nm2

2、按整车在16°坡道上驻车制动计算整车所需的制动力矩MB

MB260001.560009.80.519Sin1621209.2NM选取最大整车制动力矩Mmax Mmax（4-15）

（4-16） MmaxMB1,MB22102.9Nm

考虑一定的制动扭矩储备：储备系数为1.2--1,4取最大值，即1.4；可知 整车最大制动力矩Mmax为：

MmaxMmaxMB1,MB22102.9Nm （4-17)

按照制动时载荷分配可知制动时前后桥所需的制动力矩为：

（4-18） M前桥MB50%1.45104Nm

（4-19） M后桥MB50%1.45104Nm 因为轮边减速比为3.39，所以

17

M前桥4277Nm

M后桥4277Nm

4.3.4 前后桥制动器所需的力矩Tu

1、一个前桥制动器的制动力矩T：

u1 Mu1fFu1nkRB

2、一个后桥制动器的制动力矩

Tu2M后桥22138.5Nm

4.3.5 前后桥制动器所需的制动力

1、一个前制动器的制动力Fu：

1 Mu1fFu1nkRB (4-20)

在式（4-20）中：

f——摩擦系数，0.08---0.1，取0.085； n——摩擦副个数，4------14，预取12； k——折减系数，取0.95；

RB——摩擦副的等效作用半径（mm）；

表4-1 n和k的对应关系

n k 6 0.98 8 0.97 10 0.96 12 0.95 14 0.94

18

3R4r4R B4R3r3 （4-21)

式（4-21）中： R——摩擦片的外半径，取80mm； r——摩擦片的内半径，取40mm； 得 RB0.0m (4-22)

由式（4-20）、（4-21）、（4-22）得：Fu167197.7N

2、一个后制动器的制动力Fu2：

Fu2=67197.7N

4.4 碟簧的计算及校核

4.4.1 碟簧形式的选取

碟簧的设计主要考虑：碟簧的组数，碟簧的组合形式。 碟簧具有以下特点:

1)、刚度大、缓冲吸振能力强、能以小变形承受大载荷。适合于 轴向空间要求小的场合。

2）、具有变刚度特性，可通过适当选择碟簧的压平时变形量h0与 厚度t之比得到不同的特性曲线。

3）、用同样的碟簧采用不同的组合方式，能使碟簧特性在很大范 围内变化。可采用对合、叠合的组合方式，也可采用复合不 同厚度、不同片数等的组合方式。

因为圆柱形弹簧不适用，矩形弹簧需设计，而碟簧为标 准件，所以在设计中选用碟簧。

19

4.4.2 碟簧的工作特点

碟簧的工作特点：碟簧安装完毕，螺栓给碟簧施加压力，使其压缩。然后达到制动（动静消除间隙达到制动力矩）。一旦车辆发动，油压系统有油压，直至解除制动。使车辆发动达到液压系统工作：油压，此时碟簧又被压缩。 4.4.3 碟簧的种类

（1）叠合：由n个同方向规格的碟簧组成；如下图：

图4-4 叠合方式

单片叠合无法满足市场设计要求，变形较小；叠合可以使弹力增加，但

无法满足力和行程的要求。

（2）对合：由i个相向同规格的碟簧组成；如下图

图4-5 对合方式

碟簧对合时位移增加，变形量增加但力不变。 （3）复合：由i个同方向同规格的叠合组合碟簧；如下图

20

图4-6 复合方式

复合时位移变形量和力都增加。

综上所述选取复合碟簧。

4.4.3 复合碟簧的计算

数据：

1、一个前制动器的制动力Fu1；

2、大致的结构尺寸已确定可以均布多少组复合碟簧组。 轴向尺寸：

一组碟簧安装时，轴向尺寸受，自由高度小于某一个 轴向尺寸安装高度，碟簧的自由高度hz+碟簧螺栓头部的高度+ 垫片厚度=轴向尺寸，即： hzyH0x1t60 其中：

y为对合碟簧数量；

21

4-23）（

HO为单片碟簧的高度； x为各叠合层碟簧数量； t为厚度。 径向尺寸：

根据活塞尺寸可以确定碟簧径向布置的最大尺寸。 根据碟簧规格A2 4.4.5

31.5确定可以布置12组比较合理。

碟簧方案的选取

方案一：

1、预选摩擦片副数n=12，碟簧组组数m=14，刚片粉片间隙

值取0.1；一组复合碟簧所需产生的制动力为FA: FAFu11467197.74799.8N （4-24）

14 考虑磨损量取FA5000N，根据碟簧变形量和弹力的线性关

系取A系列碟簧，选用碟簧规格为31.5，设碟簧复合数为x，对 合数为y；

碟簧产生的弹力为3900N，需要叠合两片。

表4-2 系列A（

hD18;o0.4;E206000Mpa;u0.3）碟簧尺寸和参数 dtt/mm 2 类别 2 2 D/mm d/mm 35.5 18.3 31.5 16.3 h0/mm H0/mm 0.8 2.8 2.45 P/N 5190 3900 f/mm h0f/mm 0.6 0.53 2.2 1.92 1.75 0.7

D——碟簧外径（mm）；

22

d——碟簧内径（mm）； t——碟簧厚度（mm）；

h——碟簧压平时变形量计算值（mm）；

o H——碟簧的自由高度（mm）；

O

p——单个碟簧的载荷（mm）； f——单个碟簧变形量（mm）；

——碟簧上表面OM点的计算应力（压应力）Mpa；

OM 3——位置处算出的最大计算拉应力。 制动时单片碟簧的变形量为f1，碟簧的弹力为F1，即所产生

的制动力： F1FA22500N 解除制动时的变形量为

f2，碟簧的弹力为F23900N,则打 开摩擦片所需的间隙为：120.11.2mm

ho 因t0.5成线性关系，故f1f20.53F3900 1F2 取F12800N,F23600N

则

f10.34,f20.53 2、碟簧对合组数的计算 f2f1y1.2

y7 3、碟簧自由高度的计算 hz2iHox1t

在式（4-28）中：

23

4-25）

4-26）

4-27）

4-28） （

（ （（

hz——碟簧的自由高度（mm）； i——碟簧的对合组数； HO——单片自由高度（mm）； t——碟簧厚度（mm）。

查表3-1及将式（4-27）代入（4-28）得： hz58.8

4、碟簧组的轴向尺寸

58.8+16+3=77.8 径向尺寸为：31.5mm 方案二：

1、预选摩擦片副数n=12，碟簧组组数m=12，刚片粉片间隙 值取0.07；一组复合碟簧所需产生的制动力为FA: FAFu167197.712125599.8N

考虑磨损量取FA6000N，根据碟簧变形量和弹力的线性关 系取A系列碟簧，选用碟簧规格为35.5，设碟簧复合数为x，对 合数为y；

碟簧产生的弹力为5190N，需要叠合两片。 制动时单片碟簧的变形量为f1，碟簧的弹力为F1，即所产生

的制动力：

FF1A23000N 解除制动时的变形量为

f2，碟簧的弹力为F25190N,则打

开摩擦片所需的间隙为：120.070.84mm

ho 因t0.5成线性关系，故f1f0.6F2

1F25190

24

4-29）4-30）4-31）

4-32）（ （

（（

取F1 则

3200N,F24400N

（4-33） f10.37,f20.51

2、碟簧对合组数的计算 f2f1y0.84

（4-34） 6

y 3、碟簧自由高度的计算 hz2iHox1t

得hz57.6

4、碟簧组的轴向尺寸

57.6+16+3=76.6 径向尺寸为：35.5mm 4.4.6

碟簧方案的校核

方案一的校核：

有一个由7片碟簧A31.5GBT1972对合组合碟簧，受预加负

荷F12800N,工作负荷F23600N

碟簧负荷：F4Et22f2hofhof1u2kD2k4tkttt2t14 当

fho，即碟簧压平时，上式简化为：

F4Ehot32c1u2kD2k4 1 在式（4-37）中：

F——单个碟簧的载荷（N）； Fc——压平时碟簧载荷计算值（N）；

25

（4-35） （4-36） （4-37）

t——碟簧厚度（mm）； D——碟簧外径（mm）；

； f——单片碟簧变形量（mm）

ho——碟簧压平时变形量的计算值（mm）； E——弹性模量Mpa; u——泊松比；

k1、k2、k3、k4——折减系数

表4-3 CDd的影响系数 k1、k2、k3

k2 1.206 1.2035 k3 1.355 1.351 CDd 1.94 1.93

k1 0.682 0.6525

注：对于无支撑面的碟簧k41

2c1c k1

c1c12lnc6c1lnc1 k

12lnc k33c1 lnc 5247N （4-38）

由表4-2,4-3得Fc因此：

F12800F23600 0.53;0.69Fc5247Fc5247 （4-39）

26

图4-7 按不同ht或h,o0t计算的单个碟簧的特性线

由图4-7，按hot=0.4.查出f1ho0.58;f2ho0.65

故f10.41mm;f20.46mm

图4-8碟簧疲劳破坏关键部位

27

4-40）

（

由图4-8，按hot0.4,c1.93可得疲劳破坏关键点为II点，如图4-9

图4-9 计算碟簧时的应力点示意图

4Et2fhof1u2kD2k4k2k4k31tt2t 使（4-41）中：

E——弹性模量（Mpa）； u——泊松比； t——碟簧厚度（mm）； D——碟簧外径（mm）； f——单片碟簧变形量（mm）；

ho——碟簧压平时的变形量的计算值（mm）； k1、k2、k3、k4——折减系数

28

4-41）

（

查表4-2,4-3得： 当

f10.41mm时，

1315.4Nmm2 （4-42）

 当

f20.46mm时，

1331Nmm2 （4-43)

 图4-10 1.25mmt6mm碟簧的极限应力曲线

因1315.41240，故不能满足疲劳强度要求。因此该方案不可行。

方案二的校核：

有一个由6片碟簧A35.5GBT1972对合组合碟簧，受预加负荷,工作负荷

F24400NF13200N

碟簧负荷：

29

4Et22f2hofhof Fkk41 224tttt2t1ukD 当

fh0时，即碟簧压平时，上式简化为：

4Ehot32Fck4221uk1D

由表3-2,3-3得Fc6743N

F13200F244000.47;0.65 因此：

Fc6743Fc6743由图4-7，按ho故

t=0.4.查出f1ho0.52;f2ho0.68

f10.42mm;f20.mm

t0.4,c1.94可得疲劳破坏关键点为II点，如图3-6

由图4-8，按ho 查表4-2,4-3得： 当

f10.42mm时，

884.3Nmm2

 当

f20.mm时，

1178.3Nmm2

 碟簧的计算应力幅a：a=max由图4-10在rminmin=294Nmm2

884.3Nmm2处查得：N=5105时疲劳强度上限应力为：

rmax1240Nmm2

即疲劳强度应力幅为：ramax因a

min=355.7Nmm2

ra，故能满足疲劳强度要求。因此方案二可行，选取。

30

4.4.7 碟簧组设计方案的有关数据 1、碟簧规格：A2-35.5 2、对合碟簧形式：复合

3、单片碟簧制动时要求所需的变形量f1'=

f2FA=0.37 F24、单片碟簧制动时要求所需的变形力F1'=3000N 5、单片碟簧加大预加载荷时的力F1=3200N 6、单片碟簧加大预加载荷时的变形量f1=0.42 7、单片碟簧工作载荷F2=4400N 8、单片碟簧工作变形量f2=0. 9、碟簧组磨损极限（f1-f1'）y=0.3

10、单片碟簧由解除制动到制动状态时的变形量f=f2-f1=0.12 11、复合碟簧组由解除制动到制动状态时的变形量f'=f*y=0.72 12、碟簧组自由高度HZ=57.6 13、取碟簧组数m=12

14、预变形f1时，Ⅱ点的应力Ⅱ=884.3N 预变形f2时，Ⅱ点的应力Ⅱ=1178.3N 15、碟簧的计算应力幅a=294Nmm2

mm2

16、碟簧的疲劳强度应力幅ra=355.7N17、摩擦副的个数：n=12片 18、钢片粉片间隙值取：0.07 19、对合组数：6组

31

4.5 湿式多盘制动器摩擦材料的选择

4.5.1

两种类型的摩擦材料

理想的湿式摩擦材料应具有以下性能：高摩擦材料，稳定的摩擦系数，高的导热性与耐热性，高的耐磨性等。我国普遍应用的湿式摩擦材料是烧结金属摩擦材料和纸基摩擦材料。

烧结金属摩擦材料是将不同金属粉末加些石墨、硫、锡或铅等粉末高压成型再经过高热烧结而成的多孔质金属材料。它的导热性好可以承受较高的工作温度。烧结金属硬度高弹性和压缩性都较差。烧结金属中石墨的弹性模量仅为铜的6%-8%，可以认为石墨也是一种孔降低了烧结金属的弹性模量。烧结金属是多孔隙结构但它没有内部相连的孔隙结构许多孔都是不通孔，不能让机油流过烧结的整个结构，对冷却机油的利用率低。总体上可以认为烧结金属是大弹性模量、低孔隙度及非吸收性的摩擦材料。

纸基摩擦材料由纤维素纤维高性能纤维特殊的颗粒和添加剂以及不同的粘接剂制成是软而多孔的材料，沿厚度方向结构均匀，孔隙之间互相连通。当摩擦副未接合时孔隙里储满了机油摩擦副接合时，油从多孔材料中流出，从而冷却了摩擦表面。纸基材料弹性好，接合时可以通过变形将载荷均匀地分布在整个表面上。由于它的有机结构纸基材料导热系数、热容量比烧结金属摩擦材料小。

4.5.2 结论

（1）大弹性模量的烧结金属摩擦材料不适宜用于低表面压力的工况。当金属 摩擦材料用于低表面压力工况时，不能充分利用整个摩擦表面，表面上 只有局部区域发生摩滑。不均匀的接触引起温度的不均匀分布。烧结金 属摩擦材料由于不均匀的温度分布最终引起对偶钢片的变形。 （2）烧结金属用于低速一大扭矩工况时，表面压力高，转速较低，使机油不 能流到摩擦表面内，产生干摩擦将表面上不平整的地方磨掉，使摩擦表 面积增大，可以得到较大的摩擦系数和均匀分布的温度场。

（3）纸基材料在承受大的表面压力时，会产生大的变形挤出摩擦材料孔隙里

32

的机油，使材料没有足够的机油降低接合时引起的高温。同时，由于纸 基材料的有机母体过大的表面压力，会使材料表面以下的纤维粘结剂断 开，材料出现斑点或大面积脱落，导致材料的失效。所以选择纸基材料 时，应特别注意接合时表面压力不要太大。

（4）对于低速一大扭矩而采用集油槽自流冷却的湿式多片制动器如工程机的 车轮制动器采用烧结金属最合适。纸基摩擦材料更适用于高速一小扭矩 有较大机油流率的工况。

4.6 花键的计算与校核

4.6.1 花键的选择

键的类型可根据使用要求、工作条件和连接的结构特点来选定。

键的剖面尺寸通常根据轴的直径和具体工作情况选取。对于薄壁空心轴、阶梯轴、传递转矩 较小以及用于定位等情况下，允许选取剖面尺寸较小的键；有时，由于工艺需要也可选用较大的键。键的长度按轮毂长度从标准中选取，并按传递的转矩对键的剖面尺寸和长度进行计算。

如单键强度不够采用双键时，应考虑键的合理布置。两个平键最好相隔180度；两个半圆键则应沿轴心线布置在一条直线上；两个楔键夹角一般为90度到120度；两个切向键间夹角一般为120度到135度。双键连接的强度按1.5个键计算。如果轮毂允许适当加长，也可相应地增加键的长度，以提高单键连接的承载能力。但一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。必要时加大轴径或改用其它连接方式。

当键连接的轴与轮毂为过盈配合时，如过盈量较小时，则在校核强度时可不考虑过盈连接。

4.6.2 活塞上花键的参数计算与校核

活塞和摩擦片的花键副：

33

INT制动器输入转矩T/EXT56Z3m30p7H/7h GB/T3478.11995

4277N.M,活塞外花键结合长度L66mm,所选条件是45

号钢，硬度为45~52HRC，屈服强度为0.2265MPa,抗拉强度b520MPa.

1.载荷计算 名义切向力Ft:

Ft2000T/D D—分度圆直径(mm)

Dmz563168mm 式（4-44）得： Ft50917N

单位载荷W:

WFt/zLcosD D—分度圆上压角 式（4-46）得 W15.8N/mm

2.齿面接触强度计算 齿面压应力H:

HW/hw hw—工作齿高（mm） heeDiiw=D2 Dee—外花键大径基本尺寸（mm） Dee—内花键小径基本尺寸（mm） 式（4-48）得： h6w1711.23.2mm

34

4-44）

4-45）

4-46）

4-47）

4-48）

（（（（（

15.8MPa5MPa 式（4-47）得 H 3.2齿面许用压应力Hp:

Hp0.2/SHK1K2K3K4 （4-49） SH—齿面接触强度的计算安全系数，1.251.50，取1.3； K1—使用系数，取1.25； K2—齿侧间隙系数，取1.1； K3—分配系数，取1.1； K4—轴向偏载系数，取1.6； 式（4-49）得： Hp2651.31.251.11.11.6MPa81.37MPa

计算结果：满足HHp的强度条件，安全。 3.齿根弯曲强度计算： 齿根弯曲应

F6hWcos2D/SFn h—全齿高(mm) hDeeDie2 Die—外花键小径基本尺寸（mm）

式（4-51）得： h171163.52mm3.75mm

SFn—花键齿根危险截面（最大弯曲应力处）的弦齿厚（mm）

360SinvDcosDDinvarccos SFnDDDFeFesin235

（4-50）

（4-51）

（4-52）

S—分度圆弧齿厚（mm）

S0.5m0.53.1434.71mm

invDtanDD

DFe—渐开线起始圆直径（mm）

h0.5esV/tanD0.5DsinDssinD2 DFemax20.5Db2

（4-53）

Db—基圆直径（mm） Dbmzcos301356cos30mm146.2mm

当D30时，hs0.6m0.631.8;

esV—外花键作用齿厚上偏差，经查表4-4得：

表4-4 基本偏差

分度圆直径 D/mm 作用齿厚上偏差esV 基本偏差h 0

120~180 式（4-53）得： DFemax 式（4-52） 得： SFn1mm,取DFe1mm;

4.6mm;

63.7515.8cos30 使（4-50） 得： F14.6MPa 24.6齿根许用弯曲应力Fp：

Fpb/SFK1K2K3K4

（4-）

SF—抗弯强度的计算安全系数，1.001.50，取1.3； 式（4-）得： Fp520MPa423MPa

1.31.251.11.11.6计算结果：满足F<Fp的强度条件，安全。

36

4.齿根剪切强度计算： 齿根最大扭转剪切应力Fmax

Fmaxtntn （4-55） tn—靠近花键收尾处的剪切应力（MPa）； tn16000T 3dh （4-56）

3 dh—作用直径（当量应力处的直径）（mm）

dhDieKDieDeeDie （4-57）

Dee K—确定作用直径的转换系数，可查下表4-5：

表4-5 k值得选取

类型 轻系列矩形花键 中系列矩形花键 较少齿渐开线花键 较多齿渐开线花键

取得K0.15；

式(4-57)得： dK值 0.5 0.45 0.3 0.15 h0.15163.5171163.5163.5mm167mm

171160004277MPa4.68MPa3 3.14167 式(4-56)得：

tn tn—应力集中系数；

37

Dieh3.94 tn1+0.171dh0.1hh6.38(10.1 1/322.38Dieh0.042h （4-58）

—外花键齿根圆弧最小曲率半径（mm）0.6mm； 式（4-58）得： tn2.67MPa

2.674.68MPa12.5MPa

式（4-55）得： Femax许用应力Fp:

FpFp/2 式（4-59）得： Fp

（4-59）

423MPa211.5MPa 2计算结果：满足Fmax<Fp的强度条件，安全。 5.齿面磨损能力计算：

花键副在108循环数以下工作时耐磨损能力计算:

齿面压应力H2.32MPa, 齿面磨损许用压应力查下表4-6：

表4-6 齿面磨损许用压应力

Hp1值 淬火 未经热处理20HRC 调制处理28HRC 40HRC 45HRC 50HRC 渗碳、渗氮淬火60HRC 淬火 Hp2值 未经热处理 0.028×布氏硬度值 0.032×布氏硬度值 0.3×布氏硬度值 0.4×布氏硬度值 调制处理 95 110 135 170 185 205 渗碳渗氮淬火 得: Hp1170MPa

38

计算结果：满足HHp1的强度条件，安全。 花键副长期工作无磨损时耐磨能力计算：

齿面压应力H2.32MPa，齿面磨损许用压应力经查表4-3得: Hp20.345MPa13.5MPa 计算结果：满足HHp2的强度条件，安全。 6.外花键的扭转与弯曲强度计算：

外花键在扭转和弯曲的作用下，将产生弯曲应力Fn和剪切应力tn，这两种应力合成当量应力V：

VFn23tn2 其中 Fn

（4-60）

32000Mb 3dh （4-61）

Mb—作用在花键副上的弯矩（Nm） Mb0，Fn0; 式（4-60）得: v许用应力Vp:

Vp0.2/SFK1K2K3K4 式（4-62）得 Vp

（4-62）

23tn8.1MPa

265MPa81.37MPa

1.31.251.11.11.6计算结果：满足VVp的强度要求，安全。

4.7 摩擦片选取及布置

用于制动器的摩擦材料，通常是在很高的剪力和温度条件下工作。所以要求这类材料能吸收动能，并将动能转化为热能散发到空气中。其工作温度和温升速度是影响性能的主要因素。制动器工作时，吸收的能量越大，完成制动的时间越短，则温升越高。摩

39

擦材料的工作温度如超过许用工作温度，性能就会显著恶化，对摩擦材料的基本性能要求如下：

（1）、摩擦因数越高而稳定，具有良好的恢复性能； （2）、耐磨性好，允许压强大，又不损伤对偶材料； （3）、有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能； （4）、有一定的机械强度和良好的制造工艺性。

在这次设计中摩擦片材料为铜基粉末，许用压强可达2.74-3.92MPa.

通过计算可知摩擦片共有13个，粉片和钢片是相间排列的，钢片要比粉片多一个，所以粉片需要6个，钢片需要7个，它们的排列结构如下图所示：

图 4-11 粉片钢片相间图

4.8 O型圈的特点及对湿式多盘制动器的影响

4.8.1 O 形密封圈的特点

O形密封圈是一种横断面形状为圆形的耐油橡胶环.主要用于静密封和动密封。与其它的密封件相比,O形密封圈具有以下主要优点: (1)密封性能好,价格便宜；

(2)密封部位结构简单、紧凑、拆装方便；

40

(3)对油液、压力和温度的适应性好； (4)动摩擦阻力较小,可作动、静密封使用。

4.8.2 形密封圈对湿式多片制动器的影响

经分析认为:O形圈动密封形式的缺点,恰恰是导致湿式多片制动器失效的致命弱点,其主要表现为:

(1)启动摩擦阻力较大.时常引起“爬行”现象。这容易导致进油时制动滞后,或断汕后动、静摩擦片脱开滞后而影响制动的效果动静摩擦片在接合状态,会加速其本身的磨损,缩短使用寿命;且易导致系统过热,并引发O形圈早期老化失效等问题；

(2)O形圈使用寿命较唇形密封圈(如Y形圈)短。虽价格便宜,却增加了维修的次数,大大提高了维修成本,得不偿失；

(3)受加工精度的影响,在活塞长期的往复运动中,0形圈磨损、弹性变形及扭转所引发的密封失效也是不可避免的。 4.9

湿式多盘制动器典型零件的设计与加工工艺

活塞零件的设计与加工工艺：

图 4-12 活塞

41

表4-7 活塞加工工艺卡片

机械加工工产品型号 制动器总成 零件图号 零件名称 A3 活塞 共2页 （厂名） 艺过程卡片 产品名称 材料牌号 工序号 1 2 下料 热处理 热轧45钢 调质处理220～350HBS 工序名称 工序内容 45钢 毛坯种类 锻件 毛坯外型尺寸 每毛坯1 350125可制作每台件数 1 件数 工 段 设 备 工艺装备 自由锻 锯床 游标卡尺 三爪卡盘夹持工件，粗车右端面见平，钻中心孔。用尾座顶尖顶住，粗车φ350mm到尺寸φ336mm。长度为66mm.在离端面21mm处加工环槽13.6×3 粗车 7.5。调头，粗车另一端面保证车工 工件总长122mm，钻中心孔。用尾座顶尖顶住，粗车350m到尺寸φ322mm. 在φ322mm根部加工环槽13×17. CA6140 45度刀,麻花钻,60度刀 游标卡尺,止规 42

续表 4-7 活塞加工工艺卡片

双顶尖装夹工件，半精车φ4 半精车 322mm到φ321.4mm..掉头，双顶尖装夹工件，半精车ф336mm段到Ф335.4mm, 双顶尖装夹工件，精车ф335.4mm到规定尺寸ф335mm，5 精车 在端面倒角2×45°，调头，双顶尖装夹工件，精车φ321.4mm到φ321mm，在端面倒角2×45°。 在直径为φ321mm的端面按图6 钳 05中划出弹簧腔孔和螺纹孔的位置 在直径为ф335mm的端面镗孔φ282mm×31mm。根部R2在另一端面镗孔φ218mm×46mm。根7 粗镗 部R2，然后继续镗孔φ169mm知直到打通。还要在弹簧腔孔位置处镗10个均匀分布孔φ34mm×78mm，继续镗孔φ18mm到打通。 把孔φ282mm×31mm半精镗到8 半精镗 φ280.8mm，把孔φ218mm×46mm半精镗到φ216.8mm 把孔φ281.8mm精镗到φ9 精镗 280mm，把孔φ216.8mm精镗到镗工 φ216mm， 镗车 镗工 镗车 镗工 镗车 车工 CA6140 车工 CA6140 45度刀，60度刀 游标卡尺，止规 45度刀，60度刀 游标卡尺，止规 卡规，深钳工台 度游标卡尺 游标卡尺 游标卡尺 游标卡尺 43

续表 4-7 活塞加工工艺卡片

在φ321mm的端面螺纹孔位置10 攻钻螺纹 钻10个均匀分布的孔M12×40mm， 在离内径φ280mm的端面6mm处车内环槽9.6mm×5mm 钳工 Z512 150×0.02游标卡尺 塞规 车工 CA6140 游标卡尺， 砂轮,45度11 车工 12 磨削 磨外圆 磨工 M1432A 刀 游标卡尺,卡规 13 插花键 在φ321mm插花键，到规定尺寸 去毛刺 淬火 清洗 插齿机 游标卡尺 麻花钻，塞规 14 15 16 钳 热处理 清洗 钳工 钳工台 热处理 淬火机 清洗机 游标卡尺，17 检查 终检 校验 卡规，塞规，直尺

44

第五章 机械工程CAD制图规则

一、图纸幅图

绘制图样时，应采用表5-1中规定的图纸基本幅面尺寸。基本幅面代号有A0、A1、A2、A3、A4五种。

表5-1 图纸幅面及图框规格尺寸

幅面代号 幅面尺寸 BL 周边尺寸 a 25 5 c 10 e 20 10 A0 A1 A2 A3 A4 二、图纸格式

84111 594841 420594 297420 210297 图框在图纸上必须用粗实线画出，图样绘制在图框内部。其格式分为不留装订边和留装订边两种。 三、标题栏

标题栏是由名称及代号区、签字区、更改区和其他区组成的栏目。标题栏位于图纸的右下角。 四、比例

比例是图中图形与其实物相应要素的线性尺寸之比。

45

绘制图样时，应根据实际要求按表5-2中规定的系列选取适当的比例。一般应尽量采用机件的实际大小（1：1）画图，以便能直接从图样上看出机件的真实大小。绘制同一机件的各个视图应采用相同的比例，并在标题栏的比例一栏中标明。当某个视图需要采用不同的比例绘制时，可在视图名称下方或右侧标注比例。应注意，不论采用何种比例绘图，标注尺寸时，均按机件的实际尺寸大小注出。

表5-2 绘图的比例

原值比例 放大比例 1:1 2:1 2.5:1 4:1 5：1 210n:1 2.510n:1 410n:1 510n:1 110n:1 缩小比例 1:1.5 1:2 1:2.5 1:3 1:4 1:5 1:6 1:10 1:1.510n 1:210n 1:2.510n 1:310n 1:410n 1:510n 1:610n 1:110n 五、字体

图样中的字体书写必须做到：字体工整、笔画清楚、间隔均匀、排列整齐。 字体号数（即字体高度，用h表示，单位为mm）的公称尺寸系列为：1.8，2.5,3.5,5，7,10,14,20.

如需更大的字，其字体高度应按

2的比例递增。

汉字应写成长仿宋体字，并应采用国家正式公布推行的简化字。汉字的高度h不小于3.5mm，其字宽一般为0.7h。 六、图线 1、图线的种类

46

表5-3 标识号

标识号 描 述 01 图 例

线型（按GB/T17450) A

粗实线剖切面的粗剖切线 细实线

B

02 细波浪线 细折断线

C

D E F G J K

03 04 05 06 07 08 粗虚线 细虚线 细点画线 剖切面的剖切线 粗点画线 细双点画线

尺寸线，投影连线，尺寸终端与符号细实线

参考圆，包括引出线和终端

09 10 11 12 13 （如箭头） 剖面符号 文本（细实线） 尺寸值和公差 文本（粗实线）

ABCD 423±1 KLMN

14、15、用户选用

16

2、图线的画法

（1）细虚线、细点画线、细双点画线与其他图线相交时，应交于画或者长画处。

47

（2） 细虚线直接在实线延长线上相接时，细虚线应留出间隙。 （3） 细虚线圆弧与实线相切时，细虚线圆弧应留出间隙。

（4） 画圆的中心线时，圆心应是长画的交点，细点画线两端应超出轮廓2,mm~5mm； 当细点画线、细双点画线较短时（例如＜8mm）画起来有点困难，允许用细实 线代替细点画线和细双点画线。

（5） 考虑缩微制图的需要，两条平行线之间的最小间隙一般不小于0.7mm。 七、尺寸标注 尺寸标注的基本原则

（1）图样中的尺寸一毫米为单位时，不需标注计量单位的名称或代号；若采用其他单位时则必须注明相应的计量单位名称或代号。

（2） 图样中所标注的尺寸为该机件的最后完工尺寸，否则应另加说明。

（3） 机件的每一尺寸，在图样中只标注一次，并且应标注在反映该结构最清晰的图形上。

（4） 在不致引起误解或不产生理解多义性的前提下，力求简化标注。

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第六章 总结

制动器设计参数：

制动器类型 载荷分布 最大制动减速的jmax 最大整车制动力矩Mmax 前桥制动力矩M' 后桥制动力矩M' 制动器尺寸

这次制动器的设计主要目的是设计出符合矿井下辅助运输的无轨胶轮车所需的湿式多盘制动器。虽然设计基本完成，但是其中仍存在着许多不足之处和错误之处，都还需要进一步改进和完善。但是由于间有限，所以只能在以后逐渐将其完善。在这次设计过程中还有许多方面都没有考虑进去，比如散热、制动噪音、排气污染等问题。由于我们学习的范围有限，所以只能将其忽略。但是在实际应用中都必须考虑在内。尽管存在许许多多的这样那样的错误，但是从大体上我了解到煤矿上运输的主要设备及其制动原理，相信收获会不少，至少对于自己以后的生活、学习会带来不少好处。

后制动器 前桥载荷：后桥载荷=1:1 2.96m/s2 2.9104Nm 2138.5Nm 2138.5Nm 412mm248mm

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参考文献

[1]戴志晔. 轻型无轨辅助运输车辆制动器的结构设计[J].煤矿机械， 2007,28(3)：1-3.

[2]王晋凤，宋恩泽，付其等.矿用防爆胶轮车的制动形式[J].机械管理开发，2002,67（3）:31-33. [3]李飞雪，张文明，方湄。湿式多盘制动器设计中摩擦材料的选择。矿上机械，2000,10. [4]王晶，冯茂林.车用多功能湿式多盘制动器[J].矿山机械，1991(01):53-.

[5]沈业全，戴志晔.W型悬挂式防爆胶轮车制动系统[J].煤矿机电，2006（06）：60-62. [6]王晶.湿式多盘失压制动器设计[J].矿山机械，1998（01）：66-68. [7]王晶，冯茂林.湿式多盘制动器.矿山机械，1996（04）：20-22. [8]机械工程CAD制图规则。中华人民共和国国家标准。GB/T14665-1998. [9]赵文清.湿式多盘制动器的应用及其发展状况[J].起重运输机械,2001(12):5-7. [10]机械设计手册，第五版，第3卷，成大先主编，化学工业出版社。 [11]机械设计手册，第五版，第2卷，成大先主编，化学工业出版社。 [12]AutoCAD2008工程绘图，赵润平、宗容珍主编，北京大学出版社。 [13]GB 1235-1976 O型橡胶密封圈尺寸系列

[14]湿式多盘制动器的研究现状及展望，赵文清，农业机械学报，第33卷第2期。 [15]大连理工大学工程图学教研室.机械制图[M].北京：高等教育出版社，2007. [16]湿式多盘制动器研究内容的综述，赵文清、王春生，兵工学报，第24卷第1期。 [17]Herbert W. Muller. Die Umlaufgetriebe. Springer-Verlag, 1991 [18]AMERICA NATIONAL STANDARD ANSI/AGMA 1106-A97

[19][日]N. TSUKAMOTO等.提高塑料齿轮承载能力及延长寿命的方法

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致谢

经过一个学期的时间终于将这次设计完成了，这次毕业设计是我们大学四年所学知识的一次完整检测，也是唯一一次全面系统的设计。这次设计需要的不仅仅是短暂的学习，它需要我们对大学四年所学知识有一个比较清楚的理解。

所以本次设计不仅能够重新巩固和复习大学四年所学知识，而且锻炼了我们自我研究、自我学习的能力。通过这次设计，使我在学习新东西的基础上，对以前不怎么熟悉的东西有了更深入的了解。

在设计过程中遇到了好多好多的问题，但最后在同学与老师的帮助下全部解决。因此，非常感谢老师及同学对自己的帮助与虚心教导。王衍老师非常认真负责，从刚开学就给我们有关设计的资料，让我们提前学习与准备。在接下来的几个月中，老师每星期都会时不时地要求我们开会，通过开会了解我们设计进度，并且帮助我们找出设计中的错误，同时还给我们讲解一些设计中的新知识。

这次毕业设计令我感想最大的就是自己的知识面太窄，所学知识不全面，对实物的理解不完善。在设计中总感觉煤矿离自己生活相当的遥远，对设计的东西知道的甚少，只知道它是刹车用的，浸在油里使用，其他的不怎么清楚。但通过这一学期的学习与设计，自己对湿式多盘制动器有了不少了解，还是很感谢这次毕业设计，虽然付出了很多，但让自己也知道了不少。

除此之外，我还要感谢那些大学四年曾给我授过课的每一位老师，是你们教会我理论知识，才使我顺利完成这次毕业设计。感谢你们每节课耐心地讲解！同时自己在本次设计中还参考了许多的文献资料。在此，也要向所涉及到的每位学者致敬！如果没有他们研究成果的帮助和启发，我将很难完成本篇论文的写作。谢谢！

本次毕业设计是我所做的第一次比较完整系统的设计，又由于时间有限，所以在设计中难免存在缺点和不足之处，恳请各位老师批评和指正！谢谢！

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附录

游标卡尺操作规程

1 范围 本章规定了游标卡尺的操作程序、校准规定和方法、以及验收准则。 本章适 用于游标卡尺的操作、校准和验收。 2 操作程序

2.1 用手指轻轻推动游标，使其沿尺子来回移动，应手感平稳，不应有阻滞或松动。 2.2 将被测物放入游标卡尺量爪的两测量面内，用目力读取游标上的零标记所指向的主 标尺上的刻度值，此值即为被测物的尺寸。 3 校准规定和方法

3.1 在测量前和测量后，均应由操作者自行对本测量器具进行校准，做好记录，以表明 测量器具在整个测量过程中均为完好，其测得的数据是真实有效的。

3.2 校准的方法是：先检查零值误差，即游标卡尺量爪两测量面相接触时，游标上的“零”

标记和“尾”标记与主标尺相应标记应相互重合，其重合度为±0.01 mm ，然后用 游标卡 尺测量已知长度的被测物，以查验游标卡尺是否处于完好状态。 4 验收准则

4.1 验收游标卡尺应从外观、测量精度等方面进行。

4.2 游标卡尺的测量精度由质量技术监督局计量所进行周期检定，并出具合格有效的

检定证书给予证明。

4.3 检定后，由质管部仔细查对质量技术监督局计量所出具的合格有效的检定证书和 游标卡尺盒上有效标贴，并查看外观后给予验收。 4.4 送质量技术监督局计量测试所进行校准的周期为壹年。

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英语文献

Material Selection Method in Design of Automotive Brake Disc

Abstract ：An automotive brake disc or rotor is a device for slowing or stopping the motion

of a wheel while it runs at a certain speed. The widely used brake rotor material is cast iron which consumes much fuel due to its high specific gravity. The aim of this paper is to develop the material selection method and select the optimum material for the application of brake disc system emphasizing on the substitution of this cast iron by any other light weight material. Two methods are introduced for the selection of materials, such as cost per unit property and digital logic methods. Material performance requirements were analyzed and alternative solutions were evaluated among cast iron, aluminium alloy, titanium alloy, ceramics and composites. Mechanical properties including compressive strength, friction coefficient, wear resistance, thermal conductivity and specific gravity as well as cost, were used as the key parameters in the material selection stages. The analysis led to aluminium metal matrix composite as the most appropriate material for brake disc system.

Key words : Brake disc; Material selection; Cost per unit strength method; Digital logic

method.

1

I. INTRODUCTION

In automotive industries, to achieve reduced fuel consumption as well as green house gas emission is a current issue of utmost importance. To reduce automobile weight and improve fuel efficiency, the auto industry has dramatically increased the use of aluminum in light vehicles in recent years. Aluminium alloy based metal matrix composites (MMCs) with ceramic particulate reinforcement have shown great promise for such applications [1, 2]. These materials having a lower density and higher thermal conductivity as compared to the conventionally used gray cast irons are expected to result in weight reduction of up to 50 – 60 % in brake systems [3]. Moreover, these advanced materials have the potential to perform better under severe service conditions like higher speed, higher load etc. which are increasingly being encountered in modern automobiles. Since brake disc orrotor is a crucial component from safety point of view, materials used for brake systems should have stable and reliable frictional and wear properties under varying conditions of load, velocity, temperature and environment, and high durability. There are several factors to be considered when selecting a brake disc material. The most important consideration is the ability of the brake disc material to withstand high friction and less abrasive wear. Another requirement is to withstand the high temperature that evolved due to friction. Weight, manufacturing process ability and cost are also important factors those are need to be considered during the design phase. In material selection stage, the recyclability of castm iron is advantageous but the evolution of CO2 during re-melting has to be taken in consideration. The brake disc must have enough thermal storage capacity to prevent distortion or cracking from thermal stress until the heat can be dissipated. This is not particularly important in a single stop but it is crucial in the case of repeated stops from high speed.

The materials selection chart is a very useful tool which could be reflected the fundamental relationships among particular material properties and be used to find out a range of materials suitable for a particular application [4]. In general, the material selection process is performed based on performance indices in chart [5]. As an alternative approach, digital logic methods have been occasionally used in material selection for certain engineering application [6]. However, knowledge-based system for selecting and ranking the materials for

2

a particular application are also available in some literature [7, 8]. The information on the development and application of the materials selection method for the design of automotive brake disc is scare in literature. The main purpose of the present work is to develop a suitable material selection method and apply that for the selection of best candidate material for brake disc application using Ashby’s chart and finally rank the materials according to the performance indices using digital logic method. II. STAGES OF MATERIAL SELECTION

For material selection there are small numbers of methods that have evolved to a position of prominence [9]. Material selection process is an open-ended and normally lead to several possible solutions to the same problem. This can be illustrated by the fact that similar component performing similar function, but produced by different manufacturers, are often made from different materials and even by different manufacturing processes [10]. In this investigation, the stages of material selection method are shown using a flow chart in Fig. 1

Fig. 1 Flow chart of material selection method.

3

III. GENERAL MATERIAL PERFORMANCE REQUIREMENTS

Disc brake systems generate braking force by clamping brake pads onto a rotor that is mounted to the hub. A schematic view of the brake system is shown in Fig. 2. This large clamp force pinches the rotor with friction material pads and generates brake power. The higher the coefficient of friction for the pad, the more brake power will be generated. Coefficient of friction can vary depending on the type of material used for the brake rotor. Typically service brakes are concerned with dynamic coefficient of friction, or the coefficient of friction measured while the vehicle is moving.

IV. INITIAL SCREENING OF CANDIDATE MATERIAL

4

Traditional material for automotive brake rotor is the cast iron. The specific gravity or density of cast iron is higher which consumes much fuel due to high inertia. Following section will describe the potential candidate materials those can be used for brake rotor application. Cast Iron: Metallic iron containing more than 2% dissolved carbon within its matrix (as opposed to steel which contains less than 2%) but less than 4.5% is referred to as gray cast iron because of its characteristic color. Considering its cost, relative ease of manufacture and thermal stability, this cast iron (particularly, gray cast iron), is actually a more specialized material for brake applications particularly the material of choice for almost all automotive brake discs.

Titanium alloys: Titanium alloys and their composites have the potential to reduce weight of the brake rotor disc component which is about 37% less than a conventional cast iron with the same dimensions and offering good high temperature strength and better resistance to corrosion [11].

Aluminium-Metal Matrix Composite (AMC):Aluminium alloy based metal matrix composites (MMCs) with ceramic particulate reinforcement have shown great promise for brake rotor applications. These materials having a lower density and higher thermal conductivity as compared to the conventionally used gray cast irons are expected to result in weight reduction of up to 50-60% in brake systems. AMC brake rotor lowered the friction coefficient μ and caused significant wear of the brake. After increasing hard particles content the result showed that the repeated braking operations did not lower the friction coefficient. Adding 20 vol. % Sic particulate greatly enhanced the wear resistance, raised room-temperature strength and stiffness, and improved high-temperature strength [12]. Three major problems exist with this aluminum-composite rotor. First, because of the density difference between aluminum and Sic, segregation or inhomogeneous distribution of Sic particles during solidification cannot be avoided. Also, adding Sic particles in an aluminum matrix dramatically reduces the ductility of the material, resulting in low product liability. The third problem is a lack of a solid lubricant, such as graphite. An aluminum, Sic, and graphite composite brake rotor was developed and reported as having better wear resistance than a cast iron rotor [3]. This material contains vol 10% Sic particulate and vol 5 % nickel-coated

5

graphite particulate reinforcement in an aluminum-silicon alloy matrix. These types of rotors were produced by casting. Although incorporating graphite particulate improved the wear resistance, it also caused serious manufacturing difficulties. The wear resistance and frictional performance of Al-Cu alloys reinforced with Sic particles are superior to those of cast iron brake rotors [13]. In addition, the lower density of aluminium MMCs gives them an economic advantage over cast iron with respect to efficient use of fuel and fabrication expenses. Based on the properties, potential candidate materials for automotive brake disc were selected as:

• Gray cast iron (GCI) • Ti-alloy (Ti-6Al-4V)

• 7.5 wt% WC and 7.5 wt% Tic reinforced • Ti-composite (TMC)

• 20% Sic reinforced Al-composite (AMC 1) • 20% Sic reinforced Al-Cu alloy (AMC 2)

V. MATERIAL SELECTION USING DIGITAL LOGIC (DL) METHOD

The digital logic method can be employed for the optimum material selection using with ranking. As a first step, the property requirements for a brake rotor were determined based on previous discussion. The properties and the total number of decisions, i.e. N (N − 1)/2 = 10 are given in Table 1. The total positive decisions for each property and corresponding weighting factor were calculated and are presented in Table 2. From Table 2, it can be seen that friction coefficient and wear resistance have the highest weighting factors followed by thermal capacity, whereas the least important properties are compressive strength and specific gravity hence, obtained lower weighting factor. Table 3 showed the properties of the candidate materials those are used for ranking purposes. In order to complete the DL method, the next step is to scale the properties of the materials based on their respective weighting factor and the scale value is shown in Table 3. Their scaled values are calculated using the following equation (2).

Scaled property=Numerical value of property 100/Maximum value in the list...........(2) Since lower wear rate and specific gravity are desirable for the automotive brake disc, therefore, their lowest value is considered as 100 and scaled values are calculated using

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equation (3).

Scaled property=Minimum value in the list 100/Numerical value of property… (3) Other values in Table 4 are rated in proportion. in this study, the figure of merit (FOM) M is calculated . Table 1

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The plot of performance indices against all the candidate materials is shown in Fig. 3. From Fig. 3 it can be seen that AMC 2 (Al-Cu alloy reinforced with 20% Sic) showed higher performance index (γ) .

Fig. 3 Plot of performance index (γ) against all candidate materials.

VI. OPTIMUM MATERIAL SELECTION

In this section, the performance index, γ, and the total cost, Ct of the candidate material AMC 2 are separately compared against the currently used gray cast iron (GCI). Since the purpose is to improve performance, acceptable candidates must perform at a higher

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level than the currently used material. If cost is not the objective, the candidate with

the highest performance index, γ, can be selected. The percentage increase in performance (Δγ %) and the corresponding percentage increase in cost (Δ Ct %) for both the candidate materials and the currently used material is calculated using equation (6) and (7) respectively and values are summarized in Table 6. %100(n0)0 （4）

100(CmCt0) Ct% （5）

Ct0Where

n and 0=performance indices of the new and original materials

Cm and Ct0=cost of the new and original materials respectively.

VII. CONCLUSION

The material selection methods for the design and application of automotive brake disc are developed. Functions properties of the brake discs or rotors were considered for the initial screening of the candidate materials using Ashby’s materials selection chart. The

digital logic method showed the highest performance index for AMC 2 material and identified as an optimum material among the candidate materials for brake disc. In the digital logic

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method, the friction coefficient and density were considered twice for determining the performance index and the cost of unit property. This procedure could have overemphasized their effects on the final selection. This could be justifiable in this case as higher friction coefficient and lower density are advantageous from the technical and economical point of view for this type of application.

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中文翻译

汽车制动盘设计的材料选择方法

摘要：汽车制动盘或转子是一种用来让轮子的运动在以一定的速度运行时减慢或停止

的装置。被广泛使用的制动转子的材料是一种由于其比重高而消耗许多燃料的铸铁。本文的目的是为了研究材料的选择方法，并且为制动盘系统的应用程序选择一种最佳材料，研发的目的是用轻质材料替代铸铁。本文介绍了材料的两种选择方法，如每种材质和数字逻辑方法的花费。分析了材料的性能要求，在铸铁，铝合金，钛合金，陶瓷和复合材料之间评估可选择的方法。机械性能，包括抗压强度，摩擦系数，耐磨损性，热导率和比重，以及成本，作为材料选择阶段的关键参数。铝金属基质复合成分在分析过程中成为了制动盘系统最合适的材料。

关键词：制动盘材料的选择;每种材质的成本;数字逻辑方法。

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一、引言

在汽车行业中，为了达到减少燃料消耗和温室气体排放量的要求，材料的选择也是一个极为重要的问题。为了降低汽车重量，提高燃油效率，近年来汽车行业已经大幅增加了铝在轻型车辆中的使用。基于带有陶瓷颗粒增强复合材料（MMC）的铝合金也已经显示出了很大的希望在这种应用中[1，2]。与常规使用的灰口铸铁比起来，这些材料具有较低的密度和较高的热导率，预计将导致制动系统[3]处重量减少高达50 - 60％。此外，这些先进的材料有更好的表现，在恶劣的条件，如更高的速度，更高的负载等中正越来越多地在现代汽车中发挥其潜力。从安全的角度来看，由于制动盘或转子是一个重要组成部分，因此用于制动系统的材料应该具有稳定、可靠的摩擦，在负载、速度、温度和环境不同的条件下具有良好的磨损性能和高的耐久性。有几种选择制动盘材料时需要考虑的因素。最重要应考虑的是，使制动盘的材料能够承受高的摩擦和较少磨损的能力。另一个要求是能够承受由于摩擦引起的高温进化。重量，制造工艺能力和成本也是在设计阶段需要考虑的重要因素。在材料的选择阶段，铸铁的可回收也是有用的，但需要考虑重新熔化过程中有二氧化碳的演变。制动盘必须有足够的储热能力，以防止热应力变形或开裂，直到可以将热量散失。在单个停止过程中这不是特别重要的，但关键是在从高速反复停止的情况中。

材料的选择图是一种非常有用的工具，可以反映出特定材料性能之间的基本关系，能够用来找出可合适的许多材料[4]用于特定用处。在一般情况下，材料的选择过程中的形成基于图表[5]中的性能指标。作为一个替代方法，数字逻辑方法已经偶尔被应用在一定的工程应用[6]的材料选择中。然而，用于选择的基于知识的系统和为特定应用排序材料在一些文献[7，8]中也是可利用的。对于汽车制动盘的设计来说材料选择方法的开发和应用上的信息在文学上也是很稀少的。本工作的主要目的是开发一种合适的材料选择方法，应用在为制动盘应用程序使用Ashby的图表选择最佳候选材料，采用数字逻辑方法按性能指数最后对材料进行排名。 二、选材阶段

对于材料的选择也有许多方法已经达到一个突出[9]的地位。材料的选择过程是一个开放式的过程，通常会有几种可能来解决同样的问题。类似的组件执行类似的功能的事实能被解释，但不同的制造商生产的，往往是由不同的材料，甚至由不同的制造工艺[10]。在调查中显示材料选择方法阶段使用了流程图，如图1所示。

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一般材料性能要求

图1 材料选择流程图

三、一般材料的性能要求

盘式制动系统通过钳位到转子产生制动力，该转子被安装到轮毂上的刹车片。制动系统的示意图如图2。这种大的夹紧力使带有摩擦材料垫片的转子夹紧并产生制动力。垫的摩擦系数越高，产生更大的摩擦系数。摩擦系数随着用于转子的材料类型的不同而变化。通常情况下，所关心的是行车制动器的动态摩擦系数，或车辆行驶过程中测得的摩擦系数。

最佳材料选择 材料选择使用的数字逻辑方法 初步筛选的候选材料 14

图2 制动器

四、初步筛选的候选材料

传统汽车制动转子材料是铸铁。铸铁的比重或密度较高，由于惯性高消耗许多燃料。下面的章节将描述那些可用于制动转子的潜在的候选材料。铸铁：在其矩阵的范围内含有超过2％的金属铁溶解碳（相对于钢，包含的相对少2％），但小于4.5％的被称为灰口铸铁因为它的特征色。考虑它的成本，相对易于制造和良好的热稳定性。这种铸铁（特别是灰铸铁），实际上是一个更专业化的材料，特别是材料的选择，几乎所有的汽车制动盘都选择。

钛合金：乙酸合金和它们的复合材料有可能减少制动转子盘的组分，它是比传统的铸铁具有相同的尺寸，并提供良好的高温强度和更好的抗腐蚀性，减少约37％重量的[11]。 铝金属基复合材料（AMC）：基于带有陶瓷颗粒的金属基复合材料（MMC）的铝合金对于制动转子来说已渐露头角。这些材料比常规使用的灰口铸铁具有较低的密度和较高的热导率，预计会使重量减少最多达50-60％的刹车系统。AMC制动盘的摩擦性能降低了摩擦系数，并且产生了重要的制动垫片承载力。硬颗粒含量增加后的结果表明，反复的制动操作没有降低摩擦系数。增加20％碳化硅颗粒大大提高了耐磨损性，增加了室温下的强度和刚度，提高了高温强度[12]。这种铝复合材料旋翼存在三大问题。首先，由于铝和S碳化硅之间的密度不同，偏析或碳化硅颗粒的不均匀分布在凝固过程中是无法避免的。此外，在铝基质中添加碳化硅颗粒明显地降低材料的延展性，从而导致低的产品性能。第三个问题是缺乏一种固体润滑剂，如石墨。铝，碳化硅，石墨复合制动转子被研发，

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并且比铸铁转子[3]具有更好的耐磨性。在铝 - 硅合金基体中此材料含有10％（体积）碳化硅颗粒和5%体积的镍涂层石墨颗粒强化。这些类型的转子由铸铁制成。虽然石墨颗粒改善了耐磨性，但它也造成了严重的生产困难。 带有碳化硅颗粒的Al-Cu合金的耐磨损性和摩擦性能优于铸铁刹车盘[13]。此外，较低的铝金属基复合材料的密度，使他们与铸铁比起来能更有效地利用燃料和降低制造费用。在特性的基础上，用于汽车的制动盘的潜在候选材料被选定为： •灰口铸铁（GCI） •钛（钛一6Al-4V合金）

•7.5%重量WC和7.5％（重量）的TiC强化 •钛复合材料（TMC）

•20％SiC颗粒增强铝复合材料（AMC 1） •20％SiC纤维强化的Al-Cu合金（AMC 2） 五、材料选择使用的数字逻辑方法（DL）

使用排名来进行最佳材料的选择可以应用数字逻辑方法。第一步，根据前面的讨论来确定制动转子的性能要求。在表1中给出了属性和总决定数字，即N（N - 1）/ 2 = 10。每个属性的总积极性决定和相应的权重因子被计算出来并列于表2中。从表2中可以看出，摩擦系数和耐磨损性具有最高的权重因子，其次是热容量，而次的重要属性是抗压强度和比重，获得了较低的权重因子。表3显示了被用于计算排列的候选材料的性质。为了完成DL方法，下一步是基于各自的权重系数扩展其属性，缩放值被示于表3。使用下面的公式（2）计算它们的缩放值。

缩放属性=特性数值100/列表中的最大值...........（2）

由于较低的磨损率和比重对于汽车的制动盘是可取的，因此，它们的最低值被认为是100，缩放值用公式（3）计算。

缩放特性=列表中最小值100/属性的数字值值......（3） 其它值在表4中列出，在这项研究中价值M的值被计算出。

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表1 决定性数字

决定性数字 1 2 0 3 0 4 1 5 6 7 8 9 10 压缩强0 度 摩擦系1 数 耐磨性 热能力 特定重 力

1 0 1 1 1 0 0 1 0 1 0 1 0 0 1 表2 制动器的重量因素

属性 压缩强度 摩擦系数 耐磨性 热能力 特定重力 总值

积极决定性 1 3 3 2 1 10 重量因子 0.1 0.3 0.3 0.2 0.1 1.0 17

表3 制动器候补材料性能

材料 属性 1 2 3 耐（磨4 性热容5 量特定重力压缩强度摩擦系数 （MPa） （） （KJ/KgK） （Mg/m3） 106mm3/N/m） 灰口铸铁 1293 0.41 0.34 0.31 0.35 0.44 2.36 246.3 8.19 3.25 2.91 0.46 0.58 0.51 0.98 0.92 7.2 4.42 4.68 2.7 2.8 钛-6铝-4钒 1070 钛复合材料 1300 AMC1 AMC2

406 761 表4 每种材料的压缩属性和性能因子

压缩属性 灰口铸铁 1 99 2 93 77 70 80 100 3 100 0.96 29 73 81 4 47 59 52 100 94 5 38 61 58 100 96 性能因子 81.0 49.5 56.0 79.0 88.6 钛-6铝-4钒 82 钛复合材料 100 AMC1 AMC2 31 59 表5 材料的性能因子，价值数据及花费

材料 灰口铸铁 钛-6铝-4钒 钛复合材料 AMC1 花费 1 20 20.5 2.7 性能因子 81.0 49.5 56.0 79.0 价值数据 11.25 0.56 0.58 10.84 排名 2 5 4 3 18

AMC2

2.6 88.6 12.17 1 所有候选材料的体现指数列于图3.从图3中我们可以看到AMC2（含有20%碳化硅的铝-铜合金强化剂）表现出了更高的指数（）。

六、最佳材料选择

在本节中，候选材料AMC 2的性能指标γ和总成本，Ct，分别比当前使用的灰口铸铁（GCI）有优势。由于目的是为了提高性能，可运用的候选材料必须相比目前使用的材料有较高的优势。如果成本不是目标，有较高性能指数的候选材料可以被选择。对于候选材料和目前使用的材料来说，性能方面增加的百分比（Δγ％）和相应的成本增加百分比（ΔCt％）都应使用计算公式（6）及（7）计算出来，数值列于表6 。 %100(n0)0 （4）

Ct%100(CmCt0) （5）

Ct0在这里，n和0为新材料和原始材料的性能指数， Cm和Cn为新材料和原始材料的花费。

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表6 材料性能指数及总花费

七、结论

材料 性能指数 总花费 830 2220 % Ct% 灰铸铁 81.0 AMC2 88.6 9.4 167.5 汽车制动盘的设计和应用材料的选择方法被开发。制动盘或转子的功能特性被认为是使用Ashby的材料选择图表的初步筛选。该数字逻辑方法表现出最高的性能指数为AMC2材料，并确定为制动盘候选材料中最佳的材料选择。在数字逻辑方法中，其摩擦系数和密度被认为是确定性能指标和物质花费的第二考虑因素。此过程可能过分强调他们对于最终选择的影响。，从这种类型的应用技术和经济，较高的摩擦系数和较低的密度是有利的角度来看这种情况可能是合理的。

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