轿车前轮制动器的结构分析与设计

工 学 院 毕 业 设 计（ 论 文 ）

题 目： 某轿车前轮制动器的结构分析与设计 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 日 期：

目 录

引言 .......................................................................... 2 1.概况与现状分析 .............................................................. 3 1.1.轿车制动器概况 ............................................................ 3 1.2.制动器研究现状分析 ........................................................ 4 2.制动系统主要参数数值及其选择 ................................................ 6 2.1.相关主要技术参数 .......................................................... 6 2.2.同步附着系数的分析 ........................................................ 6 2.3.确定前后轴制动力矩分配系数 ................................................ 7 2.4.制动器制动力矩的确定 ...................................................... 7 3.浮钳盘式制动器结构分析 ...................................................... 9 3.1.盘式制动器的结构型式及选择 ................................................ 9 3.2.浮钳盘式制动器的结构、工作原理和特点 ..................................... 10 4.浮钳盘式制动器设计计算 ..................................................... 12 4.1.浮钳盘式制动器主要结构参数的确定 ......................................... 12 4.2.浮钳盘式制动器主要部件结构的确定 ......................................... 13 5.制动性能分析 ............................................................... 16 5.1.制动性能评价指标 ......................................................... 16 5.2.制动器制动力分配曲线分析 ................................................. 17 5.3.制动减速度 ............................................................... 18 5.4.制动距离S ............................................................... 19 5.5.摩擦衬片的磨损特性计算 ................................................... 19 6.盘式制动器结构优化设计 ..................................................... 21 6.1.优化模型的建立 ........................................................... 21 6.2.算法的设计 ............................................................... 25 6.3.优化结果的分析 ........................................................... 27 7.总结 ....................................................................... 29 附件：

1、浮钳盘式制动器总体装配图 2、制动盘二维零件图 3、装配结构爆炸图 4、各三维零件图

某轿车前轮制动器的结构分析与设计

摘要：制动系统是汽车主动安全的重要系统之一，本文主要介绍了某轿车前轮制动器的结构分析与设计。首先介绍了轿车制动器的概况和研究现状，并根据给定的制动系统的主要技术参数确定了同步附着系数、制动力矩等变量。再通过对盘式制动器的结构及优缺点进行分析、设计计算、性能分析，最终确定浮钳盘式制动器的尺寸及材料并用CAD画出二维装配图及制动盘零件图以及SolidWorks软件绘出其装配图和爆炸图。除此之外，还采用了Matlab得到制动力分配曲线以及优化工具箱的遗传优化算法对制动器尺寸进行优化。

关键字：轿车前轮 盘式制动器 优化设计

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引言

汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关健装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。

提及汽车制动系统，大家都知道有鼓式和盘式制动器两种，特别是在上世纪80年代还是稀奇、高端玩意儿的盘式制动器，如今已基本上在民用轿车上得到了普及。由于蹄式制动器散热性能差，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。所以，倾向于采用散热性能较好的盘式制动器。盘式制动器的组成结构复杂，并且还有不同的种类，盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类，钳盘式制动器又分为浮钳盘式制动器和定钳盘式制动器两大类。为了防止汽车跑偏，往往前轮采用盘式制动器。

本文主要对浮钳盘式制动器进行结构分析与设计。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，根据给定的制动系统的主要技术参数确定了同步附着系数、制动力矩等变量。再通过对盘式制动器的结构及优缺点进行分析、设计计算、性能分析，最终确定浮钳盘式制动器的尺寸及材料并用CAD画出二维装配图及制动盘零件图以及SolidWorks软件绘出各零件三维图、三维总装配图和爆炸图等。除此之外，还采用了Matlab得到制动力分配曲线以及优化工具箱的遗传优化算法对制动器尺寸进行优化。

同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。

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1.概况与现状分析

1.1.轿车制动器概况

制动器的组成部件很多，其中的主要的部件包含制动盘、摩擦片、固定器、制动钳体等。汽车制动的过程中各个部件均受到复杂的力和力矩的作用，因此容易造成制动盘、摩擦片、固定器、钳体的变形等，引起磨损不均匀。有时制动器还会产生振动，引起噪声，甚至引起方向盘、制动踏板、制动底板和座椅的剧烈抖动。振动还会引起汽车跑偏，严重影响汽车的稳定性能。

制动器在制动过程中因使用不当或制造、装配误差及设计不合理等因素还会有一些工作不良或故障现象发生，以下对这些现象和原因进行简要介绍：

1)、磨损不均匀，结合不同步，导致先接触点的压力急剧加大，局部摩擦力超过摩擦片和制动盘表面的应力极限值，导致严重的局部的磨损或者是损伤，并目会导致制动盘和摩擦片的局部温度迅速升高，局部烧伤摩擦片，失去制动能力。结合不同步的主要原因还是制动器的低频和高频共振诱发制动系统的变形引起的。

2)、制动振动:制动振动按照发生机理可以将其分为3类:低频抖动、中频颤动和高频啸叫。制动抖动是指车辆在一定车速范围内实施制动时引起转向盘.、制动踏板、车身底板和座椅的剧烈抖动现象，是制动引起的振动的一种。低频抖动主要是由制动力矩波动引起的低频强迫振动，抖动的频率和车速呈现一定的阶次关系，频率在100HZ以下，通常是10~50HZ.抖动一般发生在车辆高速行驶并进行中等强度的制动时。当车速下降到一定程度的时候制动抖动消失，制动抖动一般由低阶扰动引起。中频颤振是制动盘和摩擦片表面的摩擦特性引起的，频率是100~1000Hz。制动引起的颤振一般发生在车速较低的情况下(低于l0km/h。高频啸叫与制动系统元件的模态有关系，而与车速没有关系，制动啸叫的频率一般在1000Hz以上，并通过空气进行传播。现在一般认为高频啸叫是制动系统的一种自激振动。

3)、制动跑偏和侧滑：制动过程中车身不按照原路线和方向减速停车，而是自动脱离原行驶轨迹，偏向左或者是右侧产生移动，这种现象就是制动跑偏。这种情况极容易造成交通事故。制动跑偏的原因除了车辆设计本身的问题以外，其根本的原因就在十左右车轮的制动效果不一致，特别是两前轮的制动效果不同时，更加容易出现制动跑偏的现象。当左右车轮的路况一致的情况下，那么原因就归结于左右车轮的制动力矩不等，各个制动器的正压力、摩擦系数、接触面积，制动间隙以及各个零件所处状态的差异，都会导致左右制动力矩的不等。因此在维修调整的过程中要尽量的保持制动摩擦力矩的一致。另外由十制动抱死状态下，路面的纵向附着系数增加到最大，因此造成侧向的附着系数急剧下降，容易造成制动侧滑现象。

4)、摩擦片相变和“表面碳化”现象：制动摩擦片的相变是指摩擦片在经过持续高温作用下冷却后的残余厚度增量。制动时摩擦片相变发生的主要原因是摩擦材料在持续高温后，密度会有所降低;不合格摩擦片的高温厚度增量甚至会达到1mm,相变会达到0.5mm;摩擦片

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的局部相变也是造成制动尖叫和制动自锁的主要诱因。制动器摩擦片的“表面碳化”，是指由十摩擦片的加工工艺采用了硫酸钡等粘结材料，在制动高温的作用下，与制动摩擦产生的微粒，在摩擦片表面烧结形成光滑的硬化层。“表面碳化”降低制动效能，并诱发制动尖叫。

以上的这些现象的发生直接影响这制动器的制动效能，从}而影响汽车的行驶安全性。 1.2.制动器研究现状分析

随着公路交通系统的迅速发展，车辆速度的提高以及车辆密度的口益增加，为了保证行车的安全性，制动系统的性能以及可靠性就显得更加重要了。提高制动器的设计和制造水平，改善汽车的制动性能，减少制动时振动，噪声，成为汽车领域的越来越重要的课题。盘式制动器具有散热快，重量轻，构造简单，调整方便等优点。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，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。虽然盘式制动器的制动盘与空气接触的面积很大，但很多时候其散热效果还是不能让人满意，于是有的制动盘上又被开了许多小孔，加速通风散热以提高制动效率，这就是通风盘式制动器。一般来说，尺寸大的制动盘要比尺寸小的制动盘散热效率高，而通风盘则要比实体盘的散热效率高。四轮轿车在制动过程中，一般前轮的制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用。因此，一般情况下，汽车前轮制动盘的尺寸要比后轮大，且前轮多采用通风盘，后轮多采用实体盘或通风盘。各种研究和经验表明，汽车制动时的共振，制动器各个部件的变形是振动、噪声以及制动器不正常磨损的原因。

迄今为止，人们已经把全息照相、激光多普勒分析、有限兀分析以及试验模态技术等引入到制动器的振动和噪声研究中，并取得了大量的成果。全息照相技术向人们展示了制动过程中振动的真实形态;有限兀及模态分析的统一，使得建立与实际相符合的振动的数学模型成为了可能，这些都对制动系统的设计和分析提供了便利。

在对系统进行分析、综合和预测时，需要给出系统的动态特性。此时实际系统可能尚未完成或者处十经济性、安全性等因素的考虑，无法通过试验进行验证，往往需要借助于系统仿真来实现这一要求。所谓系统仿真是指利用计算机来运行仿真模型，模仿实际系统的运行状态及随时间变化的过程，并通过对仿真运行过程的观察和统计，得出被仿真系统的仿真输出参数和基本特性，以此来推断和估计实际系统的真实参数和真实性能。

采用仿真方法研究汽车的各项性能时，需对汽车作适当的简化，然后应用简化模型进行计算分析。随着简化程度的不同，必然会使计算结果与实际情况之间存在不同程度的偏差。由十汽车是一个复杂的系统，其整车、零部件以及各总成的运动模型和力学模型相当复杂，对这些模型进行分析计算，同时要保证一定的精度，所需要的工作量是很大的，在很大程度上受到了计算机处理能力的限制。

随着计算机软硬件技术的发展，计算机对数据的处理能力有了突飞猛进的提高，因此使得计算机仿真技术越来越多地用十汽车的研究开发和设计制造中。近年来，虚拟样机技术(Virtual Prototype Technology)得到快速的发展，采用虚拟样机技术可以综合考虑制动器非线性法向载荷、粘滑作用、结构祸合等因素，分析具体情况下制动器振动的主要诱因。虚拟样

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机技术已成为解决工程问题的一种快速、有效的手段。

盘式制动器具有散热性好、制动效能稳定、抗水衰退能力强、易于保养和维修等优点，可广泛应用于飞机、铁路、车辆和工程机械。对盘式制动器的早期研究侧重于试验研究其摩擦特性，随着用户对其制动性能和使用寿命要求的不断提高，有关其基础理论与应用方面的研究也在深入进行

由于盘式制动器在汽车中的使用日益增多，其研究工作方兴未艾。由于其用途的广泛性及结构形式的多样性，国内外学者对其研究方向和研究方法的选择不尽相同，有的从理论方面进行专题研究，有的从试验方面进行实验研究。

要对制动器进行完整的热分析，还要从以下几个方面进一步研究：① 由于制动过程中压力分布与温度场及磨损相互耦合，应将压力分布与热分析及磨损作为统一的耦合问题来分析，同时必须采用弹塑性理论求解应力场；②由于实际接触表面为粗糙表面，应研究粗糙表面的形貌模型，并在该模型的基础上研究制动器摩擦磨损热动力学；③ 现在对摩擦材料热物理特性缺乏研究，今后可考虑对特定的制动材料配对进行包括材料热物理参数在内的整个摩擦、磨损研究。

随着高新技术的不断应用与发展及新材料的不断出现，盘式制动器的理论与试验研究内容也将会得到不断更新与发展。基于目前盘式制动器的研究现状，今计算机仿真技术、热弹塑性理论和断裂力学理论，研究其摩擦副间热力耦合的摩擦机制及其破坏机理}借助有限元、相似理论和模态综合技术，建立其低频噪声结构耦合模型，形成数值仿真计算模型，通过试验模态分析对试验结果与理论计算结果进行分析比较，研究其结构参数对低频噪声的影响，进而定量提供结构设计参数。

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2.制动系统主要参数数值及其选择

2.1.相关主要技术参数

给定的相关主要技术参数如下： 整车质量： 空载：1550kg 满载：2000kg

质心位置： a=L1=1.35m b=L2=1.25m 质心高度： 空载：hg=0.95m 满载：hg=0.85m 轴 距： L=2.6m 轮 距: L0=1.8m 最高车速： 160km/h 车轮工作半径：370mm 轮毂直径： 140mm 轮缸直径： 54mm 轮 胎： 195/60R14 85H 同步附着系数：?0?0.6 2.2.同步附着系数的分析

同步附着系数的分析如下：

(1)当???0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； (2)当???0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；

(3)当???0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。 分析表明，汽车在同步附着系数为?0的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为dudt?qg??0g，即

q??0，q为制动强度。而在其他附着系数?的路面上制动时，

达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q??,这表明只有在???0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

根据相关资料查出轿车?0?0.6，故取?0?0.6.

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2.3.确定前后轴制动力矩分配系数?

前后轴制动力矩分配系数?的确定

常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，用?表示，即：

F ??u1F

u Fu?Fu1?Fu2 式中，Fu1：前制动器制动力；

Fu2：后制动器制动力；

Fu：制动器总制动力。

由于已经确定同步附着系数，则分配系数可由下式得到： 根据公式：??得： ??L2??0hgL （2-1）

?0.681.25?0.6?0.852.6

2.4.制动器制动力矩的确定

制动器制动力矩的确定

为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。 根据汽车满载在沥青，混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出后轮制动器的最大制动力矩M?2

由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩：

M?2max?GL (L1?qhg)?re （2-2）

式中：?：该车所能遇到的最大附着系数； q：制动强度； re：车轮有效半径；

M?2max：后轴最大制动力矩； G：汽车满载质量；

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L：汽车轴距； 其中q=

a?a?(???0)?hg200002.6=

1.35?0.71.35?(0.7?0.6)?0.85=0.66 （2-3） =1.57?106Nmm

故后轴M?2max=

(1.35?0.66?0.85)?0.7?370 后轮的制动力矩为1.57?106/2=0.785?106Nmm 前轴M?1max= Tf1max=

?1??66Tf2max=0.67/(1-0.67)?1.57?10=3.2?10Nmm

前轮的制动力矩为3.2?106/2=1.6?106Nmm

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3.浮钳盘式制动器结构分析

3.1.盘式制动器的结构型式及选择

制动器是用来吸收汽车的动能，使之转变为热能散失到大气中，迫使汽车车速迅速降低，直至停车的机构，是制动系中用以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件。制动器一般是利用摩擦效应将动能转化为热能，因此来讲，制动器的散热性能对制动系统是十分重要的。如果制动系统长期处十一种高温的状态，就会阻碍能量的转换过程，造成制动效能下降。车速越高，制动时产生的热能越大，对制动性能的要求也就越高。因此随着车速的提高，现代轿车除了采用散热性能较好的铝合金车圈来降温以外，一般都采用散热性能优越的盘式制动器。

盘式制动器又叫做碟式制动器，一般是由液压控制，主要的部件有制动盘、制动钳、固定器，制动轮缸等组成。按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为钳盘式和全盘式两类。

全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器，故又称为离合器式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，故多为油冷式，结构较复杂。

钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为固定钳盘式制动器和浮钳盘式制动器。 定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿着制动盘轴线方向移动，因此必须在制动盘的两侧都安装制动块的促动装置，以便于将两侧的制动块分别压向制动盘.。定钳盘式制动器在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式。

定钳盘式制动器的缺点就是：

1）、制动盘的两侧各有液压缸，使制动钳的结构复杂。

2）、液压缸分装于制动盘的两侧，制动液必须跨越制动盘的钳内油道或者外部的油管。

3）、热负荷较大，液压缸和跨越制动盘的钳内制动管路或者是外部油管内的制动液容易气化。

4）、若想兼用于驻车制动装置，则必须要添加一个机械促动的驻车制动钳。 由于上述的种种原因，定钳盘式制动装置已经很难适应现代轿车的发展趋势，也逐渐的在70年代以后让位于浮钳盘式制动器。

浮钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可以将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车和驻车制动，在兼行车和驻车制动的情况下不需要加设驻车制动钳，只需要在行车制动钳液压缸的附近加装一些用

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于推动液压缸活塞的驻车制动机械传动零件即可。浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管，减少了受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少使冷却条件较好，另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动液温度比用固定钳时低30℃～50℃，气化的可能性较小。但由于制动钳体是浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦、磨损和噪声。

因此本设计采用浮钳盘式制动器， 3.2.浮钳盘式制动器的结构、工作原理和特点

浮钳盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转向节或桥壳上的制动钳体内，其结构如图3.1所示。制动钳体2通过导向销6与车桥7相连，可以相对于制动盘1轴向移动。制动钳体只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块则附装在钳体上。两块制动块之间装有作为旋转元件的制动盘，制动盘是以螺栓固定在轮毂上。由于制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小，在制动盘上所占的中心角一般仅约为30°～50°，故这种盘式制动器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散热性较好，但因摩擦衬块的面积较小，制动时其单位压力很高，摩擦面的温度较高，因此，对摩擦材料的要求也较高。

图3-1 浮钳盘式制动器结构简图

Fig.3-1 floats the pliers disc brake diagram of mechanism

浮钳盘式制动器除了上述特点外，与鼓式制动器相比，还具有盘式制动器共同的优缺点。

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1)热稳定性好，由于制动盘暴露在外，散热快，所以基本无热衰退现象，连续多次使用制动力矩变化小;一般无自行増力作用，衬块摩擦表现压力分布较鼓式中的衬片更为均匀，此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退，制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题，因此，前轮采用盘式制动器。汽车制动时不易跑偏。

2)水稳定性好，制动盘对盘的单位压力高，易将水挤出，并且由于衬块对盘的擦拭作用和旋转离心甩水作用，使得比蹄式制动器排水容易得多，浸水后制动效率降低不多;出水后只需经一，二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。

3)制动力矩比较平稳，与车辆运动方向无关，而且由于没有如蹄式制动器的增力作用，因此摩擦系数变化对制动效率没有多大影响。

4)制动衬块上压力分布均匀，磨损均匀，比蹄式制动器使用寿命长，维修方便。 5)衬块与制动盘之间的间隙小（0.05-0.15mm），从而缩短了制动协调时间。

此外由于钳盘式制动器在轮毅外，所以更换衬块比较方便，本身结构上具有自动调整衬块和盘之间间隙的功能，不需要经常调整间隙。

当然，钳盘式制动器也有以下缺点：

1)摩擦面积小，单位压力高，造成工作温度高，因此要求摩擦材料能耐高压和高温。 2)暴露在外难以防止尘土、沙粒，易磨损和锈蚀。 3)没有增力作用.制动效率系数低。

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4.浮钳盘式制动器设计计算

4.1.浮钳盘式制动器主要结构参数的确定 4.1.1.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受轮毅直径的限制通常，制动盘的直径D选择为轮毅直径的70%~90%，总质量大于2t的车辆应取其上限。通常，制造商在保持有效的制动性能的情况下，尽可能将零件做的小些，轻些。轮辋直径为14英寸，又因为M=2000kg，取其上限。

在本设计中：D?72%Dr?72%?14?25.4?256.032,取D=256mm。 4.1.2.制动盘厚度h

制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些;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，可以在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通风的制动盘在两个制动表面之间铸有冷却叶片。这种结构使制动盘铸件显著的增加了冷却面积。车轮转动时，盘内扇形叶片的选择了空气循环，有效的冷却制动。通常，实心制动盘厚度为l0mm~ 20mm，具有通风孔道的制动盘厚度取为20mm~ 50mm，但多采用20mm~30mm。

在本设计中选用通风式制动盘，h取20mm。

图4-1制动盘的二维图及三维图

Fig.4-1 brake disc's two dimensional plot and graphic model

4.1.3.摩擦衬块外半径R2与内半径R1

推荐摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。

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在本设计中取外半径R2=104mm，4.1.4.摩擦衬块工作面积A

R2R1?1.3,则内半径R1=80mm。

摩擦衬块单位面积占有的车辆质量在1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范围内选取。汽车空载质量为1550kg，前轮空载时地载荷为852.5kg，所以852.5/(3.5*4)cm2

在本设计中取衬块的夹角?为50°。摩擦衬块的工作面积A：

A??(R2?R1)?2?2250360?2?7603.5mm2A取76㎝2。

图4.2摩擦衬块的二维图及三维图

Fig.4.2 friction filler block two dimensional plot and graphic model

4.2.浮钳盘式制动器主要部件结构的确定 4.2.1.制动盘

盘式制动器的制动盘有两个主要部分：轮毂和制动表面。轮毂是安装车轮的部位，内装有轴承。制动表面是制动盘两侧的加工表面。它被加工得很仔细，为制动摩擦块提供摩擦接触面。整个制动盘一般由铸铁铸成。铸铁能提供优良的摩擦面。制动盘装车轮的一侧称为外侧，另一侧朝向车轮中心，称为内侧。

按轮毂结构分类，制动盘有两种常用型式。带毂的制动盘有个整体式毂。在这种结构中，轮毂与制动盘的其余部分铸成单体件。

另一种型式轮毂与盘侧制成两个独立件。轮毂用轴承装到车轴上。车论凸耳螺栓通过轮

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毂，再通过制动盘毂法兰配装。这种型式制动盘称为无毂制动盘。这种型式的优点是制动盘便宜些。制动面磨损超过加工极限时能很容易更换。

本设计采用的是第二种型式。

制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr，Ni等的合金铸铁制成。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％~30％，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0m~13mm之间。本次设计采用的材料为HT250。

制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量，两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。根据有关文献规定：制动盘两侧表面不平行度不应大于0.008mm,盘的表面摆差不应大于0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。 4.2.2.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。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。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。为了解决因制动钳体由铝合金制造而减少传给制动液的热量的问题，应减小活塞与制动块背板的接触面积。

制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥，水进入制动钳，位于车轴后则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。 4.2.3.制动块

制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇面形，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汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫。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衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬片。 4.2.4.摩擦材料

制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度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(要求摩擦衬块在300℃的加热板上：作用30min后，背板的温度不越过190℃)和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。

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

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取0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。本次设计摩擦系数选用f=0.3。

一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数(f?0.4以上)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200℃～250℃以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。

一种是粉末冶金摩擦材料其是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的60％～80％)，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。

当前，在制动器上广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑(出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)勺噪声消除别(主要成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差．故应佐按衬片或衬块规格模压。其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。本次设计采用的是模压材料。 4.2.5.制动器间隙及调整

制动鼓与摩擦衬片之间或制动盘与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm；盘式制动器的为0.1～0.3mm（单侧0.05mm~0.15mm）。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机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。在本设计中：盘式制动器取间隙为0.1m。

另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或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装置。当前，盘式制动器的间隙调整均已自动化，鼓式制动器采用间隙自动调整装置的也日益增多。

盘式制动器工作间隙的调整，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变形，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作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止，这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙。

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5.制动性能分析

任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分组成。汽车的制动性是指汽车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速的能力。 5.1.制动性能评价指标

汽车制动性能主要由以下三个方面来评价： 1）制动效能，即制动距离和制动减速度； 2）制动效能的恒定性，即抗衰退性能；

3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。

5.1.1.制动效能

制动效能是指在良好路面上，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。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。 5.1.2.制动效能的恒定性

制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。

5.1.3.制动时汽车的方向稳定性

制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。

制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。

制动跑偏的原因有两个:

1）汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。 2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉） 前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。

侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终

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不抱死。

5.2.制动器制动力分配曲线分析

对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况：

1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。 2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。 3）前、后轮同时抱死拖滑。

所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。

根据所给参数及制动力分配系数，应用MATLAB编制出制动力分配曲线程序如下： F=0:0.1:1; hg=0.85; hg1=0.95; G=2; G1=1.55; L2=1.25; L1=1.35; L=2.6;

gg =(1/2)*(((G/hg)*sqrt (L2^2+4*hg*L*F/G))-(G*L2/hg+2*F));

gg1=(1/2)*(((G1/hg1)*sqrt (L1^2+4*hg1*L*F/G1))-(G1*L1/hg1+2*F)); c=0.67;

y=((1-c)/c)*F;

plot(F,gg,F,gg1,F,y); xlabel ('Fμ1/KN '); ylabel ('Fμ2/KN ');

title('某轿车制动力分配曲线');

legend('I线（满载）','I线（空载)','β线');

将上述程序输入到命令窗口以后再按回车即可得到图5-1的制动力分配曲线：

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图5-1制动力分配曲线

Fig.5-1 braking force distribution curve

当I线与β线相交时，前、后轮同时抱死。 当I线在β线下方时，前轮先抱死。

当I线在β线上方时，后轮先抱死

通过该图可以看出相关参数和制动力分配系数的合理性。 5.3.制动减速度j

制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。

假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时

j?M总/re?m

式中 M总——汽车前、后轮制动力矩的总合。

M总=Mu1?Mu2=785+1600=2385Nm

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re=370mm=0.37m

m——汽车总重 m=2000kg

2代入数据得j=(785+1600)/0.37×2000=6.16m/s

轿车制动减速度应在5.8~7m/s,所以符合要求。 5.4.制动距离S

在匀减速度制动时，制动距离S为 S=1/3.6（t1+ t2/2）V+ V2/254?

式中，t1——消除制动盘与衬块间隙时间，取0.1s t2——制动力增长过程所需时间,取0.2s V=30km/h

故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/254×0.7=7.2m 轿车的最大制动距离为：ST=0.1V+V/150 ST=0.1?30+30/150=9m S

所以符合要求。

5.5.摩擦衬片的磨损特性计算

摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，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。

汽车的制动过程，是将其机械能（动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。

1）比能量耗散率

双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率为：

e1?1?ma(v1?v2)22tA1222222?

式中：?：汽车回转质量换算系数，紧急制动时v2?0，??1；

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ma：汽车总质量；

v1，v2：汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车v1取27.8m/s； t：制动时间，s；按下式计算 t?v1?v2j?27.86?4.6s

2 j：制动减速度，m/s， j?0.6?g?0.6?10?6m/s2；

A1：前轮制动器衬片的摩擦面积；

2 A1=7600mm

?：制动力分配系数。 则 e1?12?mav12tA12??1550?27.822?2?4.6?7600?0.67=5.7w/mm2

2轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0w/mm，故符合要求。 2）比滑磨功

Lf

磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功（设车辆的动能都消耗在制动器的滑磨功上），即比滑磨功

Lf?mavamax2A?ma2Lf来衡量：

?[Lf]

式中：

A?：汽车总质量；

：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，

A??2A1?2A2cm2=2?300?76?2=752cm2；

vamax?160km/h?44m/s；

[Lf]：许用比滑磨功，轿车取1000J/cm2～1500J/cm2，

Lf =

1550?442?75221497J/cm2≤1000J/cm2～1500J/cm2

故符合要求。

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6.盘式制动器结构优化设计

为了提高盘式制动器的制动性能和制动效率，下面在分析盘式制动器设计过程中所必须满足的性能指标和约束条件的基础上，建立了以制动温升最低和制动力矩最大为目标函数的多目标优化数学模型，然后采用MATLAB优化工具箱中的复合形算法进行优化求解，得到了较理想的优化结果。 6.1.优化模型的建立 6.1.1.相关计算

钳盘式制动器制动力矩计算简图如图6-1所示

图6-1扇形摩擦衬片转动力矩计算简图 Fig.6-1 fan-shaped lining torque calculation diagram

若摩擦衬片压力与制动盘面接触良好，且各处单位压力分布均匀，则在钳盘式制动器扇形摩擦衬面上任取一微小面积:dA = RdRdθ,

在这微小面积上产生的微摩擦力矩为:dM=qRμdA=μqR2dRdθ,式中q为摩擦片与制动盘之间的单位面积上的压力，μ为摩擦片的摩擦系数，则单侧摩擦片作用于制动盘上的制动力矩为可由下式积分求得:M'=?R2R1???/2?/2μpR2dRdθ=?R2R1θμpR2dR=μp?(R23-R13)（N.m）

31则盘式制动器的总制动力矩为：M=

23μq?(R23-R13)

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依据制动盘与轮缸液压传递关系可得：

?d2q=

412(R2?R1)22p?12?d222(R2?R1)?p

式中：d：轮缸直径(mm)； P：轮缸中的压强(MPa)； R1：摩擦片内半径(mm)； R2：摩擦片外半径(mm)；

?：摩擦片圆心角(rad)。

233故制动器力矩表达式可表示为：M=

1??d(R2?R1)3(R2?R1)22p

6.1.2.性能约束

(1)制动力矩约束：汽车制动器制动力矩应该小于地面的摩擦力矩，否则会发生车轮抱死现象而产生侧滑，从而失去稳定性 ，即：M?式中：?：路面附着系数； G：整车重量(N)；

?：制动力分配系数；

re：车轮有效半径。

12G??re

(2)摩擦片压力约束：摩擦片应达到要求的耐磨性或使用寿命，对于摩擦片最大许用单位压力[P]，一般按经验取值，因此，摩擦片单位面积压力不得超过许用单位压力[P]，即：

?d412(R222p?2112(R22?d2?R)??R)?12p<[P]

(3)比能量耗散率约束：如果比能量耗散率过高，不仅会加快制动摩擦片的磨损，而且可能引起制动盘的龟裂，因此所施加的约束为：

e1?12?mav12tA1222??mav122t(R2?R1)???[e]（W/mm）

式中：m：整车质量(kg)；

[e]：盘式制动器时，取6．0W/mm；

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T：为制动时间。 (4)制动盘一次制动的温升： △T=GV2?/254C1M1?[△t] 式中M1：制动盘的质量(Kg)M1=

?Dh423

?,其中?为制动盘的密度7900㎏/m

C1：制动盘的热容量J/(Kg·K)对钢和铸铁取C=523J/(Kg.K); V：制动初速度(Km/h)取30Km/h

[△t]一次制动最大允许温升，一般不大于15℃即288.15K

(5)摩擦衬块面积：由于摩擦衬块单位面积占有的车辆质量在1.6kg/cm～-3.5kg/cm范围内选取。汽车空载质量为1550kg，前轮空载时地载荷为852.5kg，所以852.5/(3.5*4)6089mm<

222cm22

22cm2，即

260.89cm2

R2?R12??4<11070mm。

(6)结构约束 1) D?0.77Dh 2) R2+△l?D/2 3) Dg/2+△2?R1 4) 1.27?R2/Rl?1.63

其中：Dh：轮辋直径(mm)； Dg：轮毂直径(mm)；

△1、△2：分别为结构设计空间裕量(mm)。

6.1.3.优化模型的建立

设计变量

X=[D，h，R1，R2，?]=[x1，x2，x3，x4，x5], 其中：D：制动盘直径；

h：制动盘厚度； R1：摩擦片内半径； R2：摩擦片外半径；

?：摩擦片圆心角。

目标函数

(1)制动力矩最大：

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Maxf1(X)=M=

1??d(R2?R1)3(R2?R1)222233p=

1??dp(x4?x3)33233(x4?x3)22

33 =

10.3?3.14?54?3?(x4?x3)3(x4?x3)223=2746.872(x4?x3)(x4?x3)22

(2)制动温升最低：

Minf2(X)=△T=GV?/254C1M1=GV?/254C1

2

2

?Dh422?=GV?/(254C1

2

?x1x242?9??10)

=15500?30?0.67/（254?523? =1.13453?107/x12x2

2

3.14?x1x24?7900?10?9）

由于分目标是两类不同性质的目标函数：一类为目标函数值愈大愈好：另一类为目标函数值愈小愈好。故可采用乘除法 ，来统一目标函数，即：

Minf(X)=f2(X)/f1(X)=(1.13453?10/x1x2)/2746.87272(x4?x3)(x4?x3)2233

=4130.26162约束条件 G1(X)=

1??d(R2?R1)3(R2?R1)2322233(x4?x3)x1x2(x4?x3)23322

p-312G??re=

1??dp(x4?x3)3(x4?x3)22233-G??re

21 =0.314

54?3(x4?x3)(x4?x3)(x4?x3)(x4?x3)2222-15500?0.67?0.7?370/2

33 =2746.8721222-1.3449?107?0；

12G2(X)=

?d2(R2?R1)?p-[P]=

?d222(x4?x3)x5p-[P]

=

1.57?54?3(x4?x3)x5222-4=

13734.36(x4?x3)x522-4?0；

22G3(X)=

mav12222t(R2?R1)?2?-[e]=

mav122t(x4?x3)x5?-[e]

=

1550?27.8?0.672?4.6(x4?x3)x522-6=87238.5152/(x4?x3)x5-6?0；

24

22G4(X) =GV?/254C1

2

?Dh42?-15=GV?/254C1

2

?x1x242?9??10-15

=1.13453?107/x12x2-15?0；

G5(X)=D-0.77Dh?x1-0.77Dh?x1-0.77?14?25.4=x1-273.812?0； G6(X)=R2+△l-D/2=x4+2-x1/2?0；

G7(X)= Dg/2+△2-R1=Dg/2+3-x3=73-x3?0； G8(X)=1.27-R2/Rl=1.27-x4/x3?0； G9(X)=R2/R1-1.63=x4/x3-1.63?0； G10(X)=6089?2R2?R12222??4=6089?2?(x4?x3)?x5?0；

22G11(X)=

R2?R12??4?11070=2?(x4?x3)?x5-11070?0

226.2.算法的设计

6.2.1.MATLAB遗传算法介绍

遗传算法(Genetic Algorithm)是一种借鉴生物界自然选择和遗传机制的高度并行、随机、自适应的全局优化概率搜索算法。近三十年来，遗传算法已广泛应用于函数优化、自动控制、机器学习、人工生命等众多领域，各领域的学者和专家对此进行了深入的研究，并用各种语言来实现这个算法。

MATLAB是一种面向科学与工程计算的高效率高级语言，其中的MATLAB遗传算法工具箱提供了对各种优化问题的一个完整的解决方案。它具有函数表达简洁、遗传操作灵活、可任意选择多种编码方式和优化算子、算法参数设置自由等特点而受到用户的青睐，并为应用和研究遗传算法提供了稳定可靠、结构灵活、可扩展的开发平台。

函数优化问题是遗传算法的经典应用领域,也是对遗传算法进行性能评价的常用算例,利用MATLAB遗传算法工具箱，可以有效地实现函数优化问题，并取得较好的性能。 6.2.2.遗传算法的运算流程：

遗传算法以适应度函数为依据，算法从一组随机产生的初始种群开始，反复经过选择、交叉和变异三种遗传操作，不断进化，是个迭代搜索过程。其基本流程如下：

（1）确定待优化的参数范围，并对搜索空间进行编码； （2）随机产生包含各个个体的初始种群；

（3）将种群中各个个体解码成对应的参数值，用解码后的参数求解适应度函数，运用适应度函数评估各个个体的适应度；

（4）对收敛条件进行判断，如果已经找到最佳个体，则停止，否则继续进行遗传操作；

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（5）按适应度进行选择操作，让适应度大的个体在种群中占有较大的比例，一些适应度较小的个体将会被淘汰；

（6）随机交叉，两个个体按一定的交叉概率进行交叉操作，并产生两个新的子个体； （7）按照一定的变异概率变异，使个体的某个或某些位的性质发生改变； （8）重复步骤（3）至（7），直至满足终止条件。

这里可采用遗传算法进行优化求解，遗传算法作为一种新的全局优化搜索算法，以其简单方便、鲁棒性强、能并行处理的特点在复杂方程优化问题中取得良好的求解效果。

将各数值分别代入目标函数以及约束条件中，并编写两个M文件分别如图6-2和图6-3所示：

图6-2目标函数程序 Fig. 6-2 objective function procedure

26

图6-3约束条件程序 Fig. 6-3 constraints procedure

6.3.优化结果的分析

在命令窗口中输入gatool后按回车打开遗传窗口如下所示，按要求输入各量，其中A=[-0.5 0 0 1 0;1 0 0 0 0]，b=[-2;273.812]，lower=[0 10 73 0 0]，然后点Start开始运行得图6-4所示结果：

图6-4优化结果 Fig.6-4 optimized result

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将优化结果与实际值整理成如下表格形式，见表6.1和表6.2所示：

表6.1盘式制动器优化前后结构参数值比较表

Table 6.1 disc brakes optimize the structure parameter value comparison table

实际值 优化值

制动盘直径 制动盘厚度D/mm

256 273.812

h/mm

20 10

摩擦衬片内摩擦衬片外摩擦衬片夹半径R1/mm

80 75.91651

半径R2/mm

104 123.72625

角?/rad

0.8722 0.57909

表6.2盘式制动器优化前后性能参数值比较表

Table 6.2 disc brakes optimize the performance parameter value comparison table

实际值 优化值

目标函数值 4.1292E-5 3.6102229E-5

制动力矩M/(Nmm)

321218.0619 391463.8161

制动温升?T/℃ 13.2638245 14.13343838

结果表明：优化后的制动温升虽然比原设计增大了，但增大的幅度并不大，只增大了6.55%，而且目标函数值却下降了12.57%，制动力矩也显著增大，增大了21.87%。这是由于摩擦片有效制动半径增大了。使得制动力矩显著提高；而伴随着制动力矩的增大，制动温升也略有升高，但温度升高较小且在允许范围之内，并且优化模型建立的过程中，关于制动盘的计算是假设其为实心的，而实际上是空心制动盘，散热效果非常好，势必会使计算出来的制动温升比实际制动温升要高很多。此外，其它各结构参数也有不同程度的变化，摩擦片面积也有所增大(原面积为7600mm2，优化后面积为11057mm2)，达到了提高制动性能的目的；制动器体积减小（原体积为1029437.08mm3,优化后体积为588781.587mm3，这里假设制动盘实心的计算得到粗略值），达到了降低成本的目的。

结论以上以制动力矩最大和制动温升最低为目标，建立了多目标优化数学模型，采用乘除法将多目标转化为单目标，然后利用遗传算法进行优化求解，得到优化值比实际值更好的结果表明，现有盘式制动器除村片面积略小了点外，其余基本上接近最优值。

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7.总结

本次毕业设计是以某轿车的前轮制动器为研究对象，通过对轿车制动系统的主要参数进行分析后，确定了前轮为浮钳盘式制动器并进行了结构分析及设计计算，并绘制出了前轮制动器装配图、制动盘的零件图，通过应用MATLAB软件编写程序，绘制出实际汽车制动力分配曲线。相关评价指标也完全符合。最后设计的轿车制动器基本达到了预期的目标。

在设计期间遇到了很多具体问题，通过老师和同学们的帮助，这些问题得以即使的解决。我特别要感谢陈丰导师，他给了我大量的指导，在我遇到困难的时候他总是能耐心的帮我解答，并且带我去学校工程训练中心参观实物，拆装制动器，了解其结构及工作原理，为我能顺利完成毕业设计提供了非常必要的帮助。在此对陈丰导师的帮助表示最诚挚的谢意。

此次毕业设计在某种程度上可以说是一种尝试，通过查阅大量的有关汽车制动系统资料后，使我学到了很多先进的制动系统的相关知识，这对我设计的课题起到了十分重要的作用，当然，由于大学四年接触的车辆方面的知识有限，此次设计并不能称得上是优秀的作品，但至少能在某种程度上使我学到了很多先进的制动系统的相关知识，并对大学学习的一些软件如AutoCAD、MATLAB进行了复习和巩固，并且还自学了以前从没接触过的SolidWorks软件，使自己面对今后的工作时更加有信心。

总而言之，这次毕业设计的收获是巨大的，这不仅仅是由于自己的努力，更重要的还有指导老师、以及同学们的帮助，在此我再次向帮助过我的人表示深深的谢意。

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The structure analysis and design of some passenger vehicle front wheel

brake

Abstract:The braking system is one of automobile initiative security important systems. This paper mainly introduces some passenger vehicle front wheel brake's structure analysis and the optimization design. First introduced the passenger vehicle brake's survey and the research present situation, and according to the formulation system's major technique parameter which assigned had determined the synchronization was sealing variables and so on coefficient, braking moment. Again through carries on the analysis, the design calculation, the performance analysis to disc brake's structure and the good and bad points, determined finally floats the pliers disc brake's size and the material and draws the two-dimensional assembly drawing and the brake disc detail drawing as well as the SolidWorks software with CAD draws its assembly drawing and the detonation chart In addition, but also used Matlab to obtain the braking force distribution curve as well as to optimize toolbox's heredity optimization algorithm to carry on the optimization to the brake size.

Key words: passenger vehicle front wheel Disc brake; structure analysis

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/gs27.html