盘式制动器论文

主 要 符 号 表

z 齿轮齿数

? 齿轮压力角

? 中点螺旋角或名义螺旋角

?1、?2 ?01、?02?R1、?R2? ?T ?LB ?j ?W ? ?s 分别为双曲面齿轮主、从动齿轮的节

锥角

分别为主、从动齿轮的面锥角 分别为主、从动齿轮的根锥角

轮胎与路面的附着系数

汽车传动系效率

轮边减速器的传递效率 接触应力

弯曲应力

扭转应力

剪切应力

I

目 录

中文摘要．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．Ⅰ 英文摘要．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．Ⅱ 主要符号表．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．Ⅲ 1 绪论．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．１

1.1综述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.1.1汽车工业本身对国民经济的贡献及对相关工业的带动度．．．．．．．．．．．．．1 1.1.2“富国富民”，增加国家财政收入的需要．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.1.3汽车行业是重要的出口创汇产业．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.1.4发展汽车工业有利于促进技术进步．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.1.5发展汽车工业可创造更多的就业机会．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 1.1.6发展汽车工业可创造更多的就业机会．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 1.2汽车制动系统概述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 1.3设计的意义．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2

2 制动器设计方案论证和选择．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5

2.1制动器设计要求．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5 2.2制动器设计的一般原则．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5 2.3制动器方案分析．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6 2.4制动器驱动结构的选择．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．7 2.5制动管路的选择．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．7 2.6式制动器与盘式制动器的比较分析．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．8 2.7制动器间隙自动调整装置．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．12

3 制动器的主要参数及其选择．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．13

3.1制动力与制动力分配系数．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．13 3.2有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数．．．．．．．．．．．．．．．．．．．13 3.3制动器的制动力矩．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．15

II

3.4用附着系数与制动效率．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．15

4 制动器的设计计算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18

4.1始数据及主要技术参数．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 4.2前轮滑动钳盘式结构的确定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 4.2.1盘式制动器主要参数的确定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 4.3制动力矩以及盘的压力．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 4.4制动器轮钢直径的计算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 4.5紧急制动时踏板力的计算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 4.6制动踏板行程的计算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18

III

1 绪论

1 绪论

1.1综述

1.1.1汽车工业本身对国民经济的贡献及对相关工业的带动度

汽车产品是一个产业关联度高、波及效果广、对相关产业带动力大的产品，汽车工业波及到原材料、能源、建筑、商业、金融、交通、运输等３４个行业。

汽车工业的发展与原材料工业有着极为密切的关系。随着汽车工 业的发展，质轻、耐腐蚀、隔音、隔热、易成型、韧性好的塑料及复合材料越来越 多地代替传统的金属材料。汽车用涂料是在所在涂料中综合性能要求最高的涂料，国外涂料行业为满足汽车工业的发展及环保的要求，都把汽车用涂料作为涂料研究 的重点。汽车工业的发展，带动了石油化学、化学工业、轻工、纺织、建材等相关部门的发展。

发展汽车工业，有利于疏散过度密集的城市人口，促进郊区卫星城市的发展，促进房地产行业、金融、第三产业等相关产业的发展。 1.1.2“富国富民”，增加国家财政收入的需要

汽车工业是一个精度要求高、综合性强、零部件数量多、加工深度较高、附加 价值很大的加工工业，一般附加值率高达20%－40%，是创造社会财富、提高国民收入的重要产业。据统计，一部轿车的平均使用寿命为9年，期间交纳的消费 税、购置税、燃油税、养路费、保险费等各种税费差不多等于这一辆车的购置价格；一辆货车的各种税费约为购置价格的3倍，如果把这辆车在生产和流通中交纳的税费加在一起，将是一个更大的数目。 1.1.3汽车行业是重要的出口创汇产业

汽车是全球性产品，汽车工业是国际贸易型产业。大批量出口，增加外汇收入。目前，全世界汽车年出口量已达1600万辆，汽车市场突破国家界限，由国家内部的垄断与竞争转向全球生产，销售的竞争，成为一个国家外汇收入的主要来源。

1.1.4发展汽车工业有利于促进技术进步

汽车工业是技术密集产业，既可以自身的需要促进科技发展，又可将科技成果 大规模的应用于生产。本世纪先后出现的几次重大的新技术浪潮，汽车及其制造业不但没有受到冲击，相反从中受益匪浅。20世纪８０年代以来，电子

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技术已广泛应用于汽车产品，出现了汽车电子化的趋势。目前世界６０％的机器人应用于汽车工业，而且由于用户的需求和资源、环保对汽车的要求日益提高，大量新材料、新技术在汽车工业率先应用，促进了科学技术的发展应用。 1.1.5发展汽车工业可创造更多的就业机会

汽车工业又是劳动密集型产业，其本身从生产到销售服务可以创造较高的就业率，而且其相关产业的发展连同汽车产品的使用、维修可以创造更多的就业机会。

1.1.6是提高人民生活水平的必然要求

汽车具有快速、舒适、机动、灵活和随意等优点，在全世界得到广泛的应用和普及，成为现代生活的象征。在发达国家，轿车已成为千家万户的生活必需品。在美国，几乎平均每人一辆轿车。事实上，通过对世界发达工业国家和较为先进的发展中国家的汽车工业的发展历史研究，我们发现以下三点：一是各国轿车迅速普及均发生在各国经济发展最快的历史时期；二是国民经济的快速发展是促进汽车尤其是轿车工业发展的充要条件，轿车工业的发展反过来对国民经济的发展具有巨大的促进作用；三是轿车拥有率与人均ＧＮＰ之间有着密切的联系，随着人民收入水平的提高逐渐进入家庭，轿车的发展将不以人的意志为转移。

1.2汽车制动系统概述

汽车要能驾驶自如，必须有良好的加减速性能。特别是对于安全性能，汽车应有良好的制动性能。特别是在越过障碍物，或是有碰撞行人或其它车辆的危险时，更需要在尽可能短的距离内，将车速降到很低或停车，如果汽车不具备这一性能，高速行驶及行车安全就不可能实现。

另外，对已停驶，尤其对于在颠簸不平的路上停驶的汽车应能可靠的停住在原地不动。

制动系装置可分为行车、驻车、应紧、辅助内部分装置。任何制动装置都具有供能装置，控制装置，传动装置和制动器四个部分组成。较为完善的制动系还具有制动力调节装置，以及报警装置，压力保持装置。

汽车制动系统是一套用来使四个车轮减速或停止的零件。当驾驶员踩下制动踏板时，制动动作开始。踏板装在顶端带销轴的杆件上。踏板的运动促使推杆移动，移向主缸或离开主缸。

主缸安装在发动机室的隔板上，主缸是一个由驾驶员通过踏板操作的液压泵。当踏板被踩下，主缸迫使有压力的制动液通过液压管路到四个车轮的每个

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制动器。液压管路由钢管和软管组成。它们将压力液从主缸传递到车轮制动器。

盘式制动器多用于汽车的前轮，有不少车辆四个车轮都用盘式制动器。制动盘装在轮级上、与车轮及轮胎一起转动。当驾驶员进行制动时，主缸的液体压力传递到盘式制动器。该压力推动摩擦衬片靠到制动盘上，阻止制动盘转动。

图1-1 汽车制动系统的基本部件

1.液压助力制动器 2.主缸和防抱死装置 3.前盘式制动器 4.制动踏板

5.驻车制动杆 6.防抱死计算机 7.后盘式制动器

很多汽车都采用助力制动系统减少驾驶员在制动停车时必须加到踏板上的力。助力制动器一般有两种型式。最常见的型式是利用进气歧管的真空，作用在膜片上提供助力。另一种型式是采用泵产生液压力提供助力。

驻车制动器用来进行机械制动，防止停放的车辆溜车，在液压制动完全失效时实现停车。绝大部分驻车制动器用来制动两个后车轮。有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制功器，因为在紧急停车中绝大部分的制动功需要用在车辆的前部。驻车制动器一般用手柄或脚踏板操作。当运用驻车制动器时，驻车制动钢索机械地拉紧施加制动的秆件。驻车制动器由机械控制，不是由液压控制。

随着汽车工业及道路条件的完善，致使车速逐步提高，安全问题也就理所当然的被人们所普遍关注。汽车的安全性与汽车的制动系关系密切，制动距离直接影响其安全性。近年来，也投入了大量的人力、物力以研制、开发制动器。

目前，制动器主要分为盘式与鼓式两种，且有前盘后鼓的发展趋势。在高档轿车中，更多的采用盘式制动器，盘式制动器又有固定钳式和浮动钳式两种。

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近年来随着汽车性能的提高，固定钳结构上的缺点暴露较为明显，因而导致浮动钳的迅速发展。

1.3设计的意义

一个国家汽车工业的发展水平反映出该国家的整体工业水平。要发展一个国家的汽车工业，就汽车行业来说，汽车设计应处于一个举足轻重的位置。制动器的设计作为汽车设计的一个重要环节也是非常重要的，尤其是随着现代汽车技术的发展，道路条件的日益改善，车速越来越高，安全问题也愈受重视，制动器恰是影响汽车安全性的一个重要部件。因此，能够设计，制造出具有高制动性、可靠性的制动器是改善汽车设计的一个重要环节。

本次设计遵循以下原则：首先满足制动器效能，再考虑降低生产成本，减少体积和质量，在选择材料和机械加工方法中还要考虑环保问题。

本制动系采用X型双回路系统以提高制动系的可靠性，在一个回路失效时，其制动效能仍可保持原制动效能的50%。采用真空助力器，使操纵更轻便，减少驾驶员的疲劳。在前、后轮的制动力分配计算中采用了最新计算公式，使制动力分配更合理，提高了汽车的制动稳定性。

总之，通过本次设计，使制动器性能得到改善、成本降低，与此同时，还减少了制动器生产及使用过程中对周围环境的污染。

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2 制动器设计方案论证和选择

2 制动器设计方案论证和选择

2.1制动器设计要求

1.足够的制动能力。行车制动能力，用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项评定指标，驻坡制动是指汽车在良好路面可靠地停驻的最大坡度。

2.工作可靠。行车制动至少有两套独立的驱动制动器的官路。当其中的一套管路失效时，另一套管路完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效前时的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构各自独立，行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多用手操纵。

3.用任何速度制动，汽车都不应当有丧失操纵性和方向稳定性，有关方向稳定性评价标准。

4.防止水和淤泥进入制动器工作表面。 5.要求制动能力的热稳定性良好。 6.操纵轻便，并具有良好的随动性。

7.制动是制动系产生的噪音尽可能小，同时力求减少山发出对人身体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。

8.作用滞后性应尽可能短，作用之后行使至制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需时间来评价。气制动车辆反应时间较长，要求不得超过0.6s，对于汽车列车不得超过0.8s。

9.摩擦副磨损后，应有能消除因摩擦而产生间隙的机构，而调整间隙的工作容易，最好设置自动调整间隙的机构，摩擦衬片应有足够的使用寿命。

10.当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响和光信号等报警装置。

2.2 制动器设计的一般原则

1.制动器效能，指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。在评比不同结构形式的制动器效能时，常用一种称为制动效能因数的无因次指标。制动效能因数的定义为：在制动鼓和制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。

2.制动器效能恒定性，即汽车高速行使或下长坡连续制动时汽车制动效能保持的程度。如前所述，影响摩擦因数的因素包括摩擦副材料、摩擦副表面温度和水湿程度。因为制动过程是及时把汽车行驶的动能通过制动器吸收转化为

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热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷状态时的制动效能，已成为设计汽车制动器时要考虑的一个重要问题。由于领蹄的效能因数大于从蹄，稳定性却比从蹄差，因此各种鼓式制动器的效能因数取决于两蹄的效能因数，故就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在着效能本身与其稳定性的矛盾。而盘式制动器的制动效能最为稳定。

要求制动器的热稳定性好，除选择其效能因数对摩擦系数敏感性较低的制动器类型外，还要求摩擦材料有较好的抗热衰退性和恢复性，并且应使制动鼓（制动盘）有足够的热容量和散热能力。

3.制动器间隙调整，是汽车保养作业较为频繁的项目之一。故选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证调整操作方便。最好采用间隙自动装置。

4.制动器的尺寸和质量。随着现代汽车车速的日益提高，处于汽车行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择较小。这样，为了保证所要求的制动力矩而确定的制动鼓（制动盘）直径就可能过大而难以在轮毂内安装。因而应选择尺寸小而效能高的制动器形式。对于高速轿车，为提高制动时的稳定性，在前悬架（独立悬架）设计中，一般采用较小的主销偏移距。为此，前制动器位置有时不得不外移到更靠近轮毂，导致其布置困难。车轮制动器为非簧载质量，故应尽可能减轻其质量，以改善行驶平顺性。

5.噪音的减轻。制动噪音的现象很复杂。大致来说，制动噪音分为低频和高频良种。在低频噪音中，常遇到的是制动时停车的喀擦声，这主要是由制动鼓或者制动钳的共振造成的。高频噪声一般可通过制动蹄或制动盘共振产生。或者是由于摩擦衬片或衬块弹性震动造成的。

影响的噪声的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即动摩擦系数对摩擦速度的变化关系。动摩擦系数随速度的增高而减低的程度愈大，愈易激发震动而产生噪声。此外，制动器输入压力越大，噪声也越大，而压力高达一定程度以后则不再有噪声。制动温度对噪声也有影响。在制动器的设计中采取某种措施，可以在相当的程度上消除某种噪声，特别是低频噪声。对高频噪声的消除，目前还比较困难。应当注意，为消除噪声而采取的某种措施，有可能产生制动力矩的下降和踏板行程损失等副作用。

2.3 制动器方案分析

1.制动器分为车轮制动器和中央制动器两种，后者制动通过传动轴或变速器输出轴。所有汽车都通过车轮制动器来进行行车制动。现在。由于车速提高，对应急制动的可靠性要求也更严。目前，在中、高级轿车及部分轻型货车上已取消了中央制动器。只有在少数重型车上还保留了气压驱动中央制动器，借以

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提高制动系的可靠性。

因此，在轻型客车上亦取消了中央制动器，仅使用车轮制动器。 2.耗散汽车能量方式的选择

就其耗散汽车能量的方式可分为：摩擦式、液力式和电磁式几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。

2.4 制动器驱动结构的选择

液压式驱动机构： 优点：

a.制动时可以得到必要安全性，因为液压系统内系统内压力相等，左右轮制动同时进行；

b.易保证制动力正确分配到前、后轮，因为前、后轮分泵可以做出不同直径；

c.车振或悬架变形不发生自行制动； d.不须润滑和时常调整； 缺点：

a当管路一处泄漏，则系统失效； b低温油液变浓，高温则汽化； c不可长时间制动。

但综合来看，油压制动还是可取的，且得到了广泛的应用。

2.5 制动管路的选择

出于取安全上的考虑，汽车制动应至少有两套独立的驱动制动器的管路。汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路型式：

1.一轴对一轴（Ⅱ）型，（图a），前轴制动器与后桥制动器各用一个回路； 2.交叉（X）型，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路；

3.一轴半对半轴（HI）型（图c），每侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路；

4.半轴一轮对半轴一轮（LL）型（图d），两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器作用；

5.双半轴对双半轴（HH）型（图e），每个回路均只对每个前后制动器的半

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数轮缸起作用。

图2-1 不同的双管路系统布置

其中Ⅱ型的管路布置最为简单，成本较低，目前在各种汽车特别是在货车上用的最广泛。但这种型式后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯能力。

X型的结构也很简单。直行制动时任何一回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50％。但一旦某一管路损坏则造成制动力不对称，使汽车丧生稳定性。因此该方案适用于主销偏移距为负值的汽车上，以改善汽车稳定性。

HI、HH、LL型的结构都较为复杂，本次设计不予考虑。X型的布置方案可适于本次设计。

2.6 鼓式制动器与盘式制动器的比较分析

a.鼓式制动器可分为：领从蹄式（a图）；双领蹄式（b图）；双向双领蹄式（c图）；双从蹄式（d图）；单向增力式（e图）；双向增力式（f图）：

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图2-2 鼓式制动器示意图

a）领从蹄式 b）双领蹄式 c）双向双领蹄式 d）双从蹄式 e）单向增力式 f）双向增

力式

双领蹄式制动器的缺点是由于制动鼓转向方向的改变，使制动效能下降很多；

双向双领蹄式制动器在前进、倒车制动时效能不变，故广泛用于中、轻型货车及部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时需另设中央制动器；

双领蹄式和双向双领蹄式制动器中有两个轮缸，适于双回路制动系，但轮缸、管接头增多即造价高，且易发生泄漏及振动引起的破坏等现象。

领从蹄式制动器的阿效能及稳定性适中。前进，倒车时制动效能不变，结构简单，造价低，普遍用于中、重型货车上前、后轮制动器；

增力式制动器，制动力矩较大。但其效能太不稳定，且需选用摩擦性能较稳定的摩擦衬片。单项增力式制动器在倒车时效能大为降低，只有少数轻、中型货车，轿车上用于前轮制动器。

b.盘式制动器依据其固定元件的结构型式大体上可以分为两大类。 一类是工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成的制动块，每个制动器有2到4个。这个制动块及其促东装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架上，总称为制动钳。这种由制动盘和制动钳组成的制动器称为钳盘是制动器。

另一类固定元件的金属背板和摩擦片也呈圆盘形。使用这种固定元件，因其制动盘的全部工作面可同时与摩擦衬片接触的制动器称为全盘式制动器。

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目前。钳盘式制动器已愈来愈多的被各级轿车和货车用作车轮制动器。全盘式制动器主要用在重型汽车上用作车轮制动器。故轻型客车的前盘式制动器选用前盘式制动器。

钳盘式制动器主要有以下几种结构型式：

图2-3 钳盘式制动器示意图

a）、d） 固定盘式 b） 滑动盘式 c） 摆动盘式

固定钳式制动器，如图（a）所示，制动盘两侧均有油缸。制动时，仅两侧油缸中的活塞驱使两侧制动块向盘面移动。这种制动器的主要优点是：

1.除活塞和制动块外无其它滑动件，易于保证钳的刚度；

2.结构及制造工艺与一般的制动轮缸相差不多，容易实现从鼓式到盘式的改型；

3.很能适应分路系统的要求；

就目前汽车发展趋势来看，随着汽车性能要求的提高，固定钳结构上的缺点也日益明显。主要有以下几个方面：

1.固定钳式至少要有两个油缸分置于制动盘两侧，因而必须用跨越制动盘

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的内部油道或外部油管（桥管）来连通，这就使制动器的径向和轴向的尺寸都比较大，因而在车轮中布置比较困难；

2.在严酷的使用条件下，固定钳容易使制动液温度过高而汽化，从而使制动器的制动效能受到影响；

3.固定前盘式制动器为了要兼充驻车制动器，必须在主制动钳上另外附装一套供驻车制动用的辅助制动钳，或者采用盘鼓结合式制动器，其中用于驻车制动的鼓式制动器只能是双向增力式的，但这种双向增力式制动器的调整不方便。

浮动钳式制动器可分为滑动钳式（图b）和摆动钳式（图c）。与固定钳式制动器相比较，其优点主要有以下几个方面：

1.钳的外侧没有油缸，可以将制动器进一步移近轮毂。因此，在布置时比较容易；

2.浮动钳没有跨越制动盘的油管或油道，减少了受热机会，且单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽减少而冷却条件较好等原因，所以其制动液汽化可能性较小；

3.浮动钳的同一组制动块可兼用于行车和驻车制动；

4.采用浮动钳可将油缸和活塞等紧密件减去一半，造价大为降低。这一点对大批量生产的汽车工业式十分重要的。

目前各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式，前者的摩擦幅中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘转的制动盘，一段面为工作表面。

与鼓式制动器相比较，盘式制动器有如下优点：

1.一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小，即效能较稳定。

2.浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常。 3.在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小。

4.制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会像制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏扳行程过大。

5.较易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。 与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下缺点：

1.效能较低，故用于液压制动系时所需制动促动管路压力较高，一班要用伺服装置。

2.兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮的应用受到限制。

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2.7 制动器间隙自动调整装置

图2-4 盘式制动器的活塞密封圈 a) 制动状态 b) 不制动状态 1-活塞 2-制动钳 3-密封圈

最简单的间隙自调方式是利用制动钳中橡胶密封圈的极限弹性变形量来保持制动时为消除设定间隙所需设定活塞行程△，当衬块磨损而导致所需的活塞行程大于△时，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力继续前移实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便衬尝了过量间隙。

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3 制动器的主要参数及其选择

3 制动器的主要参数及其选择

3.1制动力与制动力分配系数

前、后制动器制动力分配关系将影响汽车的制动方向稳定性和附着条件的利用，是汽车制动系设计时必须考虑的问题。

一般根据前、后轴制动器制动力的分配、装载情况、道路附着条件和坡度等因素，当制动器制动力足够时，汽车制动过程可能出现三种情况：前后轮同时抱死拖滑；前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。

如前所述，前后轮同时抱死工况可避免后轴侧滑，并保证前轮只有在最大制动强度下，才使汽车失去转向能力，这种工况道路附着条件利用较好。前轮较后轮先抱死，虽然不会发生侧滑，但是汽车丧失转向能力。在一定速度下，后轮较前轮先抱死一定时间，会造成汽车后轴侧滑。

3.2 有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数

前、后制动器制动力的比值一般为固定的常数。前、后轮的地面法向反作用力为

?mgduhg(L2?)?Fz1?Ldtg???F?mg(L?duhg)z21?Ldtg （3－1）?

前后制动器制动力的理想分配关系式为

?mgL2??1?mg24hgL?F?2??L2?F?1??2F?1???h??2?mg?g???hg （3－2）

通常用前制动器制动力对汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，即制

动器制动力分配系数?，它可表示为

??F?1F? （3－3）

因为

F??F?1?F?2，所以

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??F?1??F???F?(1??)F? ??2 （3－4）

整理式（3－4）得

F?1

F?2??1?? （3－5）

或表示为

F?2?F?2?f(F?1)，即

1???F?1 （3－6）

式（3－5）为一线性方程。它是实际前、后制动器制动力实际分配线，简称为?线。?线通过坐标原点，其斜率为

tg??1??? （3－7）

?具有固定的?线与I线的交点处的附着系数0，被称为同步附着系数。它

表示具有固定?线的汽车只能在一种路面上实现前、后轮同时抱死。同步附着系数时由汽车结构参数决定的，它是反应汽车制动性能的一个参数。

同步附着系数说明，前后制动器制动力为固定比值的汽车，只能在一种路面上，即在同步附着系数的路面上才能保证前后轮同时抱死。

同步附着系数也可用解析方法求出。设汽车在同步附着系数的路面上制动，此时汽车前、后轮同时抱死，将式（3－2）代入式（3－5），得

F?1F?2?L2?hg?L1?hg?＝?1?? （3－8）

整理后，得出

?0?L??L2hg （3－9）

3.3 制动器的制动力矩

假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为

Mμ=2f／FoR

式中，f为摩擦因数；Fo为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。 对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取R等于平

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均半径Rm，或有效半径Re，在实际上已经足够精确。

图3-1 钳盘式制动器的作用半径计算参考图

如图3-1，平均半径为 Rm=( R1+ R2)/2

式中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。

设衬块与制动盘之间的单位压力为户，则在任意微元面积RdRdφ上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fpR2dRdφ，而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为

单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为 故有效半径为

Re=Mμ/2fFo=2(R23-R13)/3(R22-R12)

可见，有效半径Re即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。上式也可写成

Re=4/3[1- R1 R2/( R1+ R2)2]( R1+ R2)/2=4/3[1-m/(1+m)2] Rm 式中，m= R1/ R2

因为m<1，m/(1+m)2<1/4，故Re> Rm，且m越小则两者差值越大。 应当指出，若m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于0．65。

制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度允差为0．012mm，表面粗糙度为Ra0.7—1.3μm，两摩擦表面的平行度不应大于0．05mm，制动盘的端面圆跳动不应大于0．03mm。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。

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3.4 附着系数与制动效率

du?zgdt汽车制动减速度，其中z被称为制动强度。由前述可知，若汽车在具有

同步附着系数的制动强度

?0的路面上制动，汽车的前、后轮将同时达到抱死的工况，此时

。在其他路面上制动时，既不出现前轮抱死也不发生后轮抱

z??0z??0死的制动强度必然小于地面附着系数，即。就是说，只有在

?＝?0的路面

上，地面的附着条件才能被充分地利用。而在

???0的路面上，因出现前轮或

后轮先抱死的现象，地面附着条件未被很好地被利用。为了定量说明地面附着

条件的利用程度，定义利用附着系数为

?i?FxbiFzi,i?1,2 （ 3－10）

du?zg设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时刚要抱死时，汽车产生的减速度dt（或

1du?z表示为gdt），则由式（3－1）得前轮地面法向反作用力为

Fz1?mg(L2?zhg)L （3－11）

前轮制动器制动力和地面制动力为

F?1?Fxb1??mdu??mgzdt （3－12）

将式（3－11）和式(3－12)代入式（3－8），则

?1·?Fxb1?z?1Fz1(L2?zhg)L （3－13）

同理可推导出后轮利用附着系数。

后轮刚要抱死时，后轮地面制动力和地面法向反作用力

F?2?Fbx2?(1??)mdu?(1??)mgzdt （3－14）

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Fz2?mg(L1?zhg)L

（3－15）

将式（3－14）和式(3－15)代入，则

?2?Fxb2(1??)z?1Fz2(L1?zhg)L （3－16）

hg对于已知汽车总质量m、轴距L、质心位置L1、L2、绘制出利用附着系数和利用附着系数

等结构参数，则可

?i与制动强度z的关系曲线图。附着效率Ei是制动强度z?i之比。

它是也用于描述地面附着条件的利用程度，并说明实际制动力分配的合理性。根据附着效率的定义，有

E1?zL2?L??1hg??1 （3－17）

E2?z?2?L2(1??)L??2hg （3－18）

式中；E1和E2分别时前轴和后轴的附着效率。

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4 制动器的设计计算

4 制动器的设计计算

4.1始数据及主要技术参数

装备质量 1140 kg 满载质量 1560 kg 轴荷分配

空载时 前轴 640 kg 后轴 500 kg 满载时 前轴 837 kg 后轴 827 kg 质心高度 空载时 550 mm 满载时 586 mm 轴距 2656 mm 轮胎半径 295 mm

4.2前轮滑动钳盘式结构的确定

4.2.1 盘式制动器主要参数的确定

1.制动盘直径D

制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径D受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径D选择为轮辋直径的70%~90%。

标准轮辋为6J×14ET38/深槽式钢圈 轮辋直径为14×25.4=355.6 mm 取355 mm

制动盘直径为70%～79%轮辋直径 即：248.9～280.9。根据轮辋提供给制动器的可利用空间，并本着制动盘直径尽可能大的原则及运动时不发生干涉。初选制动盘的直径d＝264 mm。

2.制动盘厚度h

制动盘的厚度直接影响着制动盘质量和工作时的温度。为使质量不致太大，制动盘厚度应取的适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为10mm~20mm;具有通风孔道的

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制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20 mm~50 mm，但多采用20 mm~30 mm。

本次设计选择通风式制动盘h=22 mm 3.摩擦衬块内半径R1与外半径R2

推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大雨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，最终导致制动力矩变化大。

根据制动盘直径可确定外径R2=130 mm

考虑到R2/ R1＜1.5，可选取R1=90 mm，则R2/ R1=1.41＜1.5 4.摩擦衬块工作面积

推荐根据摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/c㎡~305kg/c㎡范围内选取。

摩擦块磨损均匀性验证：

假设衬块的摩擦表面全部于制动盘接触，而且各处单位压力均匀，则制动器的制动力矩为

M??2fF?R

f 为摩擦因素,F0为单侧制动块对制动盘的压紧力，R作用半径

在实际的计算过程中，R值我们取平均值Rm就可以了，设衬块的与制动盘之间的单位压力为p,则在任意微元面积RdRdφ 上的摩擦力对制动盘的中心的力矩为fpR2dRdφ,而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为：

?R2M????fpR2dRd? ??R1?单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为：

fF??????R1?R2fpRdRd?

所以有效半径：

3?R13)M?/22(R2Re???111mm 22fF?3(R2?R1)平均半径为：

Rm?R1?R22?110mm

因为│Re -Rm│ =1 mm, Rm 和Re 之间相差不大，所以可以得出摩擦衬块和制动盘之间的单位压力分布均匀，摩擦块的磨损较为均匀。

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4.3 制动力矩以及盘的压力

假设摩擦盘完全接触，而且各处的压力分布均匀。那么盘式制动器制动力矩为：

M?1?2f?F0?Re

为了保证汽车有良好的制动稳定性，汽车前轮先抱死，后轮后抱死（满载时候）则汽车的前轮制动器的产生的制动力矩等于前轮的附着力矩。即：

M?1?M?1?2085514N?mm

单侧制动块对盘的压力：

F0?M?12fRe?2085514?20855.14N

2?0.4?125后轮制动器的制动力矩：

M?2?a??0hgb??0hgM?1?1368?0.7?780?2085514?904162N?mm

1350?0.7?7804.4 制动器轮缸直径的计算

制动轮缸对制动蹄(块)施加的张开力Fo与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为

d?4F0/(?p)

制动智路压力一般不超过10—12MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格，但驱动机构越紧凑。轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取，详见GB7524—87附录B表B2。油压选取：12MPa 所以d=50mm 4.5 紧急制动时踏板力的计算

?1112Fp＝?d0?p???4k2p? 踏板力：

其中：操纵机构传动比ip?4~7，取ip＝5 制动主缸直径 d0?28mm， 总管路中油压p＝10.82M?Pa

真空助力器的增力倍数 k＝4－6，取k＝5。 效率η＝0.82－0.86，取η＝0.84

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则FP??111(0.028)2?10.82　?106????226.72~394.82N 454~70.84可见踏板力符合法律要求（350－550范围）。符合法律的要求。而且操纵较为轻便。

4.6 制动踏板行程的计算

制动踏板工作行程

Sp?ip??0??01??02?

iS?d其中：p（操纵机构传动比）取4－7；主缸活塞行程：a（0.8－1.2）0，

依《机械设计手册》（五）。第七章，液压缸。表37.7－3.取

主缸推杆与活塞间隙：

Sa?25 mm；

?01?0.2 mm；

主缸活塞空行程： ?02?2 mm；

则：SP?(4~7)?(25?0.2?2)?107.8~189.7 mm. 法规要求不大于150－200 mm，故符合法规。

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