轿车后轮盘式制动器设计

目 录

第一章 绪 论......................................................... 1 1.1

制动系统的基本概念............................................... 1

1.2 制动系统发展史...................................................... 2 1.3 研究方向............................................................ 3 1.4 课题主要内容：...................................................... 3 1.5 课题研究方案：...................................................... 4 第二章 制动器的结构形式选择............................................. 5 2.1 盘式制动器结构形式.................................................. 5 2.2 鼓式制动器结构形式简介.............................................. 5 2.3 7250型轿车制动器结构的最终确定 .................................... 7 第三章 制动器主要参数选择.............................................. 9 3.1 制动力与制动力分配系数.............................................. 9 3.2 同步附着系数....................................................... 14 3.3 制动强度和附着系数利用率........................................... 16 3.4 制动器最大制动力矩................................................. 17 3.5 制动器因数......................................................... 19 3.6 驻车制动计算....................................................... 19 3.7 鼓式制动器主要参数的确定........................................... 21 第四章 制动器的设计................................................... 23

4.1 盘式制动器主要参数的确定........................................... 23 4.2 摩擦衬块的磨损特性计算............................................. 24 4.2.1比能量耗散率 ..................................................... 24 4.2.2 比滑磨功......................................................... 25 4.3盘式制动器制动力矩的计算 ........................................... 26 第五章 盘中鼓制动器现状与未来.......................................... 29 5.1盘式制动器取代鼓式原因 ............................................. 29 5.2 鼓式制动器现状..................................................... 30 5.3 DIH盘中鼓结构设计原因 ............................................. 30 5.4盘中鼓式制动器未来 ................................................. 31 5.5 盘中鼓需要发展的方向............................................... 33 第六章 制动器主要零部件的结构设计...................................... 34 6.1 制动盘............................................................. 34 6.2制动钳 ............................................................. 35 6.3制动块 ............................................................. 35 6.4摩擦材料 ........................................................... 35 6.5制动器间隙的调整方法及相应机构 ..................................... 36 第七章 制动性能分析。.................................................. 38 7.1 制动性能评价指标................................................... 38 7.1.1 制动效能......................................................... 38 7.1.2 制动效能的恒定性................................................. 39 7.1.3 制动时汽车的方向稳定性........................................... 39

7.2制动器制动力分配曲线分析 ........................................... 40 参考文献............................................................... 42

第一章 绪 论

1.1 制动系统的基本概念

令正在运行的车辆速度降低以至于停车，或者当进行下坡路段时可以用来稳定车辆的行驶速度，也可以令停在道路上的车保持不动，将能够完成如此相应功能的部件就是我们常说的车辆制动器；在车上装备一系列实现能够完成制动这一个功能装置，以便帮助驾驶员根据交通情况和路况做出相应反应与操作，这些对汽车进行外力可控的装置系统被称为制动系，而实现这功能的外力就是我们说的制动力。

将那些令正在前进中的汽车速度下降或者停车的系统称为行车制动；令静止的汽车静止在最开始停车的位置的制动系就是驻车制动。这两种制动系是一辆汽车所必须装备的，用以保证实现汽车的行驶安全性与驻车稳定性。

图1.1 汽车制动系组成

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所有的制动系都应当具有以下四个部分（如图1.1所示）： 供能装置：包括供给、调节能量及改善介质状态。 控制装置：产生制动力和控制效果的一种部件。 传动装置：向制动器的相应部分进行能量传递的。

制动器：产生阻碍汽车运动及运动趋势的相关汽车工作组件，也包括辅助制

动的缓速装置。

按制动能源分类可分为：以驾驶员作为制动源的人力制动系；全部靠汽车引擎所产生的动力转化为气压或液压能为以完成制动就被称为动力制动系，其制动源是发动机驱动的空气压缩机或油泵；兼用人力与汽车引擎动力来实现车辆制动的制动系称为伺服制动系。驻车制动一般采用人力式或动力式。

对汽车制动进行相关评价也是汽车安全性的关键部分，通常制动也是车辆整体的关键结构单元。如今汽车业十分发达，人们对汽车的性能要求也在不断提高。一套安全、环保、经济的制动系可以很大幅度的提高汽车性能，这也是设计人员不断完善的目标。

1.2 制动系统发展史

腓尼基人（又称闪族人在黎巴嫩和叙利亚沿海一带）已经可以用简单装置来制动他们的战车，并且在18、19世纪的马车上利用的挂在链条上的制动闸瓦或楔块来制动车辆。19世纪末汽车制造才开始进入系统化。威廉?迈巴赫把大部分时间花费于将内燃机转速从180r/min改进到到当时可用的600r/min。1885年“赖特车”车速达到12km/h。车辆传动系统摩擦大，所以不用制动也能减速。在1902年制动厂商考虑采用行之有效的纯机械制动器包括兰彻斯特的盘式制动器、路易斯雷诺的内闸瓦式制动器、迈巴赫的外带式制动器。机械操纵内制动蹄式制动器利用使制动蹄从内向外紧贴到制动鼓上的撑杆进行工作。由于其结构简单、紧凑，所以把低成本廉价的结构类型称为单作用制动器在一些轻型轿车的后轮制动器应

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用比较多。

1.3 研究方向

当今社会，轿车采用盘式制动器、鼓式制动器和盘鼓相互组合形式。随着盘式制动器的经济性提高与其性能的卓越性，而鼓式制动器虽然价格低廉但工作环境要求相对严格导致使用范围正在不断被吞噬。但是考虑到鼓式制动器作为后轮制动器时驻车制动简单，然而盘式制动器为满足这一功能更为复杂。如今中高型轿车由于价格较高要求性能优越，其中大部分已经采用前轮通风盘式制动器后轮盘式制动器，一些大牌已经率先采用四轮碟刹并且基本上普及了通风盘式制动器这一种性能优质制动器。如今有两大类后轮盘式制动器：盘中鼓式制动器即盘鼓结合式制动器DIH与供驻车制动用的辅助制动钳即DBA盘式制动器浮盘式。 当今社会带驻车制动功能的盘中鼓式盘式制动器纵然不是未来制动器发展的大体趋势不过还是可以改观现阶段鼓式制动器面临的危机。另外，现代汽车制动控制技术朝着电动控制发展，全部应用电子控制系统的制动器存在相当大的可用性与开发潜力，或将代替以前那些的以液压元件为主的控制系统。而盘中鼓制动器由于行车完全采用盘式制动器不存在对制动钳安装多余装置并保证了制动钳体尺寸标注与布置合理性，同时利用盘式制动器的中心鼓可以有效减少使用面积的浪费，鼓式制动器仅在驻车时候应用不影响盘制动器故此性能可以保证。由于仅在驻车时使用完全符合汽车电控要求同时鼓式制动器采用机械式与电控式并不受影响，实现全车电控的目标要求。但是由于在制动盘内部，鼓式制动器工作条件更加恶劣，制动鼓受制动盘尺寸所限制因此制动鼓的设计尤为困难与要求。这是盘中鼓的一大困难。

1.4 课题主要内容：

题目简介：后轮驱动；总长4755mm，总宽1795mm，轴距2725mm；空载时质心高670mm，满载时质心高635mm；前轮距1560mm，后轮距1560mm；整备质量1545kg，总质量1895kg；空载时前轴荷896kg，后轴荷649kg；满载时前轴荷985kg，后轴荷910kg；发动机排量2.5L，最大功率124kw/6000r/min，最大转矩226 N·m

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/4000r/min；最高车速：210km/h；后轮胎205/60 R16。

依据提供的轿车的技术参数及性能参数，同时全面考虑制动器的应用条件，不难得出以下设计要求：

1）具有足够的制动效能。 2）工作可靠。

3）无论汽车在任意速度下制动，汽车均不发生丧失操纵性和方向稳定性。 4）防止水和污泥污染侵蚀制动器工作表面。 5）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）制动时，制动系产生的噪声尽可能小，尽量避免散发出对人体有危害的石棉纤维等物质，减少公害。 8）作用滞后性应尽可能好。 9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。

10）摩擦副磨损后，有消除因磨损而产生间隙的机构，且调整容易，最好设

置自动调整。

11）当制动驱动装置的元件发生故障并使基本功能遭到破坏时，汽车制动系

应有音响或光信号报警等提示。

1.5 课题研究方案：

1）制动器的结构方案的选取和相关设计。分析7250型车制动器的设计要求，通过对比、校核验算以及参考相应说明，挑选出符合标准的结构方案。

2）对制动器主要参数筛选并选取其中适当的数据。选择制动力、最大制动力矩、制动力分配系数、制动强度等。

3）制动器的设计和计算。同时按照设计方案与参数来进行有关制动器制动因数设计计算、摩擦衬块的磨损特性分析等

4）对后轮制动器的主要零部件的设计计算

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第二章 制动器的结构形式选择

2.1 盘式制动器结构形式

盘式制动器按摩擦片定位件安装位置不同可分为全盘式和钳盘式两类。（1）钳盘式

钳盘式制动器按照其制动钳结构型式不同又有定钳盘式与浮钳盘式之分。 ①定钳盘式制动器：制动钳不随着车轮转动而随动，通过连接件将制动盘与车轮相互装配并在保证钳体可以自由转动不受到开口槽限制产生干涉。这一方案所具有优点：只有活塞与制动块是滑动件，便于保证制动钳刚度；结构及加工工艺简单，实现从鼓式到盘式的变换更加平滑过渡；符合多回路的要求。

②浮动盘式制动器：浮动式制动器的钳体是相对浮动的。其浮动结构有两种，一种是钳体可以进行平行滑动；另一种是制动钳体绕着支承销进行摆动。所以有滑动与摆动这一分别，滑动应用较为广泛。所具有的优点：因为在制动盘的内侧装有制动轮缸，可以降低其轴向尺寸，将会使制动器更加接近轮毂；无横跨制动盘的油路或油管，液压缸发生气化的可能性降低同时其相对好的冷却条件也是不可缺少的要素。

（2）全盘式

全盘式制动器的摩擦旋转件与固定零件均采用圆盘这一形式，工作过程中制动器摩擦面与制动盘相互接触，其工作原理与摩擦式离合器相似。但由于散热条件不好，所以如今的应用并不广泛。

2.2 鼓式制动器结构形式简介

鼓式制动器是最早开始使用的制动器结构形式。鼓式制动器结构型式又分为内张式和外束式两类。内张型鼓式制动器的摩擦元件是圆弧形摩擦制动蹄，固定在制动底板，而制动底板与后驱动桥的桥壳中半袖套管的凸缘相互连接紧固，其制动鼓为旋转的摩擦件。外束式鼓式制动器其固定摩擦元件是小刚度制动带，旋转摩擦件为制动鼓，工作时鼓的外表面与制动带的外圆弧面相互接触产生一个阻碍运动的摩擦力矩并与制动鼓产生相应制动作用，因此也常常叫其为带式制动

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器。

图 2.1 鼓式制动器简图

（1）领从蹄式制动器

如果汽车行驶时制动鼓的旋转方向如图2.1里所示，则制动蹄1为领蹄，制动蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向将会相反转动，所以导致领蹄与从蹄作用相互对调。领从蹄式制动器的效能及制动稳定性都处于各类制动器的中间位置，由于汽车行驶中与倒车停车时制动性能基本无太大改变，且结构相对其他鼓式制动器并不复杂同时造价低廉，使驻车制动机构安装布置相对容易，所以被广泛应用于中、重型货车的车轮制动器及部分小型汽车的后轮制动器。 （2）双领蹄式制动器

当汽车行驶时两制动蹄都是领蹄的制动器，就称作双领蹄式制动器。必然在汽车倒车时制动器的两个制动蹄都转换为从蹄。因此又可叫做单向双领蹄式制动器。双领蹄式制动器在行驶中拥有较高的制动效能，当进行倒车时则会使制动效

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能大幅度下降。

（3）双向双领蹄式制动器

当制动鼓正、反向旋转时，制动器的制动蹄都会有领蹄作用的制动器也就是常说的双向双领蹄式制动器。双向双领蹄式制动器在汽车行驶与倒车时制动性能基本上无太多变化。 （4）单向增力式制动器

单向增力式制动器就如同图2.1在下端用顶杆使两个制动蹄片相配合，第二制动蹄在支撑销作用下将制动蹄固定在制动底板上。单向增力式制动器在汽车行驶时可以保证在相对较好制动效能区间内实现制动，不过当汽车挂倒档时期间，就会导致制动效能变为最差。 （5） 双向增力式制动器

将单向增力式制动器的制动轮缸改用双作用式轮缸代替，同时将用来实现支承功能的支承销也改为双蹄共用式，改装后就是双向增力式制动器。无论汽车在行驶中制动或倒车停车时进行制动均为增力式制动器。

盘式制动器的主要缺点：

（1） 难以彻底防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。 （2） 兼作驻车制动器时，需附加的手驱动机构复杂。 （3） 在制动驱动机构中须装有助力器。

（4） 因为衬块工作表面小，磨损过快，导致使用寿命下降，需用高材质的衬块。

2.3 7250型轿车制动器结构的最终确定

制动通俗来说就是通过摩擦力做功将汽车的动能转换为热能消耗掉，使汽车丧失动力而被迫停下来。由此可知，散热性能的好坏直接对制动系性能有很大影响。如果经常处于高温下工作就会对能量转换过程产生负面影响，造成制动器性能的下降。如何解决散热问题，对于改进汽车的制动性能是十分关键的。现代汽车的车轮除了应用铝合金车圈降低温升外，还倾向于盘式制动器这一个散热性能良好的制动器。

当然，盘式制动器也具有一定缺陷。而鼓式制动器价格相对于盘式制动器

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FB1——前轮的地面制动力； FB2——后轮的地面制动力；

Z2——地面对前、后轮的法向反力； G——汽车重力；

L2——质心离前、后轴距离；

hg——质心高度。

由式(3.8)知前、后车轮一起抱死时，前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2是一个关于?的函数。将(3.8)中?消去可以得到后轮制动力

1?GFf2??2??hg式中：L——汽车的轴距。

?GL2L?Ff1?(?2Ff1)? (3.9)

Ghg??224hgL

图 3.3 某汽车的I曲线和?曲线

画出Ff1，Ff2为坐标的曲线，也就是理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，也就是我们常说的I曲线，图 3. 3。若车辆前、后制动器的制动力Ff1，Ff2按I曲线的分配，那么可以保证汽车无论在何种附着系数?的路面上刹车时，均可以实现前、后车轮同时抱死。目前大多数两轴式汽车的前、后制动器制动力之比是一个定值，将前制动的制动力Ff1与全部制动器的总制动力Ff之比来体现分配的比例系数，也就是制动器制动力分配系数?：

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??Ff1Ff?Ff1Ff1?Ff2 （3.10）

在附着条件限定范围内，地面制动力等于相应的制动周缘力，故?通常称为制动力分配系数。

在7250型轿车设计过程中：由式（3.8）

Ff1?FB1??Z1?8908N??3.2 同步附着系数

；Ff2?FB2??Z2?4124N?0.68

;

Ff1Ff?Ff1Ff1?Ff2由式(3.10)可表达为

Ff2Ff1?1??? (3.11)

在图 3.3中一条通过坐标原点而且斜率是(1-?)/?的直线，这就是汽车实际前、后制动器制动力分配线，也就是?线。图中?线与I曲线交于B点， B点处的附着系数?=?0,此时?0为该汽车的同步附着系数。

汽车的同步附着系数是车辆制动性能的一个主要参考数据，由车辆结构参数所决定。不受道路条件控制的，这在汽车出厂时就已经确定无法随意更改。同步附着系数的设计公式是：?0?L??L2。 求出本设计中汽车的 ?0?0.69 hg对于前、后制动器制动力为某一个确定数值的汽车，只有当行驶在附着系数?等于同步附着系数?0的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同?值的路面上刹车时，就会有如下情况发生：

(1)当?

(2)当?>?0，?线位于I曲线上方，汽车刹车时基本上是后轮先拖滑，容易出现后轴侧滑失去方向稳定性是一种十分危险的工况。

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(3)当???0，制动时汽车前、后轮同时抱死，是稳定工况，当然也将会丧失转向能力。

为了预防汽车的前轮丧失转向能力与后轮抱死侧滑，我们设计过程中尽量保证在车辆刹车时，即刚刚要出现车轮抱死但还不存在任何车轮抱死时的汽车制动减速度，这也就是这车有可能产生的最高制动减速度。实验证明，汽车在同步附着系数?0的路面上行驶并刹车(前、后车轮同时抱死)前提下，其制动减速度为

du?q*g? ?0 g，即q??0，q为制动强度。当行驶在非同步附着系数?的路dt面上，满足前轮或后轮即将抱死时的制动强度q

?=?0的路面上，地面的附着条件才得到完美的体现。附着条件的利用情况用附

着系数利用率(附着力利用率)?表示：

??FBq (3.12) ?G??式中：FB——汽车总的地面制动力；

G——汽车所受重力；

q——制动强度。

由q=0.71，?=0.68；算得??1.05 当?=?0时，q=?0，?=1,利用率最高。

50年代，当时道路条件一般，汽车行驶速度较低，后轮抱死侧滑的所造成的后果也不是十分明显，而前轮抱死丧失转向能力造成损害却严重，所以常将?0值设定得较低，即处于中间偏低区段。如今道路条件改善，行驶速度大幅提高，故汽车因后轮先抱死拖滑引起的后果十分严重。因此小型车和载货车的?0值如今都有不断提升的变化。

怎样选取同步附着系数 ?0，是测定前后制动力分配比汽车在制动系设计过程中需要考虑的重要问题。在汽车总质量和质心位置确定的前提下，?0值就决

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定了前后制动力的分配比。

现代汽车多装有相应的调节机构，依据制动强度、载荷等指标进行前、后制动器制动力的比的调节，这样可以实现与理想制动力分配曲线尽可能满足重合。

为保证汽车制动时的方向稳定性与附着系数可以在较高的利用率范围，the United Nations Economic Commission for Europe (ECE)规定无论在什么载荷情况下，轿车在 0.15≤q≤0.8，其他汽车在0.15≤q≤0.3 的范围内，前轮均能提前抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在 0.2≤?≤0.8 的范围内，必须满足

q≥0.1+0.85(? -0.2)。由式（13）可知q=0.71，满足。

3.3 制动强度和附着系数利用率

对于前面提及的制动强度q和附着系数利用率?的介绍。现在考虑当?=?0、

??0时的q和?的变化于什么有关。根据所定的同步附着系数?0，由式（3.10）及式（3.11）得

??L1??0hgLL2??0hgL

1??? （3.13）

G (L2??0hg)q （3.14）

LG FB2?FB(1??)?Gq(1??)?(L1??0hg)q （3.15）

L进而求得 FB1?FB??Gq??当?=?0时：FB1?F?1，FB2?F?2，故FB?G??13083N，此时q=?；?=1。 当?

FB1?F?1。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.12）和式（3.14）得

FB?GL2? （3.16）

L2?(?0??)hgL2? （3.17）

L2?(?0??)hg q?16

??L2L2?(?o??)hg （3.18）

当?>?0时：或许得到的最大总制动力受到后轮刚刚抱死的条件限制，即

FB2?F?2。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）得

FB?GL1? （3.19）

L1?(???0)hgq?L1? （3.20）

L1?(???0)hgL1 （3.21）

L1?(???0)hg??毕业设计计算过程里的?值是确定不变的，其?0值应当小于遇到的最大附着系数，这样可以保证在平常工作的附着系数范围内?不致过低。在?>?0的良好路面上突然刹车时，基本上都是后轮先抱死。

3.4 制动器最大制动力矩

为使汽车拥有更好的制动效能和优秀的稳定性，所以需要正确无误地进行前，后轮制动器的制动力矩设计。

最大制动力是当汽车附着条件被完全利用的前提下取得的，此刻制动力同陆地作用在车轮的法向力Z1,Z2成正比。由(3.8)可知，一般轿车前、后车轮附着力同时完美实现功能，换句话说前、后轮同时抱死时的制动力之比为

Ff1Ff2?Z1L2??0hg??2.16 Z2L1??0hg式中：L1,L2——汽车质心离前、后轴距离;

?0——同步附着系数；

hg——汽车质心高度。

制动器工作过程中创造的制动力矩是受到车轮的验算力矩所限制，即

Tf1?Ff1re； Tf2?Ff2re

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式中：Ff1——前轴制动器的制动力，Ff1?Z1?；

Ff2——后轴制动器的制动力，Ff2?Z2?；

——作用于前轴车轮上的地面法向反力；

Z2——作用于后轴车轮上的地面法向反力；

re——车轮有效半径。

相对于工作在道路条件恶劣、低速行驶车辆不得不选取小的同步附着系数

?0，为了保证其能在???0的条件相对优质的路面上（例如?=0.69）实现刹车过程中后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q??），前、后轴制动器能拥有最大制动力矩为：

Tf1max?Z1*?*reTf2max?G(L2??hg)?re?2847N?m L?1??Tf1max?1279N?m

对于选取同步附着系数?0值略大的汽车，从制动稳定性这一点考虑，来设计各轴的最大制动力矩。当???0时，此时所对应极限制动强度q??，因此需要的前轴与后轴的最大制动力矩为

Tf2max?Tf1max?G(L1?qhg)?re (3.22) L?1??Tf2max (3.23)

设计依照于小的同步附着系数?0值的车辆，确保在???0的相对条件较好的路面上（例如?=0.69）可以达到制动时后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q??），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 Tf1max?Z1?re? Tf2max?G(L2??hg)?re （3.24） L1???（3.25） Tf1max

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式中：?——该车所能遇到的最大附着系数；

q——制动强度，由式(4-20)确定；

re——车轮有效半径。

一个车轮制动器的最大制动力矩为计算结果的二分之一。

3.5 制动器因数

式(3.1)提供了制动器因数BF的计算公式，其代表了制动器效能，也就是制动器效能因数。从根本上来说是制动器在单位作用力或单位压力输入时所能输出的力矩或力，对不同型式制动器的制动效能进行评估。制动器因数可按照为在刹车碟片的作用半径上的摩擦力与输入力之比，

BF?TfPR (3.26)

式中：Tf——制动器的摩擦力矩；

R——制动鼓或制动盘的作用半径；

P——输入力，一般取施加在两制动蹄的张开力的平均值为输入力。其中

钳盘式制动器，两侧制动块对刹车碟片的压紧力均为P，则刹车碟片在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2fP（f为盘与制动衬块间的摩擦系数）。

因此可以求得该形式制动器的制动器因数为： BF?2fP?2f (3.27) P式中：f为摩擦系数，本设计中取f=0.33；则BF=0.66

3.6 驻车制动计算

汽车在上坡路停车时的受力如图3.4所示。由下图可推导求出车辆在上坡停驻时后轮的附着力为：

Z2??mag?(L1cos??hgsin?) L同样可求出汽车在下坡时停车的后轴车轮的附着力为：

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mg??Z2??a(L1cos??hgsin?)

L

图 3.4 汽车在上坡路上停车时的受力简图

根据后轴车轮附着力与制动力相等这一个已知关系，可计算出汽车在上、下坡路段上驻车时的坡度极限倾角?，??，即由

mag?(L1cos??hgsin?)?magsin? L求得汽车在上坡时停车所能达到的极限坡路倾角为：

??arctan?L1 （3.28）

L??hg在本设计中： ??arctan?L10.69?1308?arctan?21.88??21?53'

L??hg2725?0.69?635汽车在下坡时可以停车的最大下坡路倾角为：

?'?arctan?L1L??hg (3.29)

在本设计中： ???arctan?L10.69?1308?arctan?16.11??16?7'

L??hg2725?0.69?635通常需要各种汽车的最大驻坡度不小于16%?20%，所以满足要求。

单独驻车制动器的所能达到最大制动力矩为

ma*g*re*sin?To??1128N?m

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3.7 鼓式制动器主要参数的确定

鉴于DIH的传统和可靠性要优越于BIR新型的机械滚珠斜面式制动器，故此驻车由鼓式制动器来承担。由于驻车制动情况特殊，工作条件简单并且相对于行车制动工作环境要明显好。因此完全采用全机械式自增力式鼓式制动器。鼓式制动器几乎实现完全密闭同时驻车机构简单衬块面积大，磨损较小等优点，所以用鼓式制动器符合汽车驻车制动要求。

不过由于该鼓式制动器受到盘式制动器尺寸限制无法安装国检标准进行加工，其制动器的制动鼓尺寸由制动盘内鼓所决定。所以需要专门的一套标准进行设计。由于鼓式制动器只用于驻车制动所以进行需要进行手制动力的验算校核。如图3.5的驻车操纵过程中，当车轮有向前方的滚动趋势时，对制动蹄进行相应的力学分析，不难得到如下计算

图3.5 驻车制动器简图 （a）制动器简图 （b）受力分析 ?Q1(l3?l1)?Ff1?R?N1?Rc?0?

Q2?l3?Ff2?R?N2?Rc?由于Ff??N,?是制动蹄与制动鼓之间的摩擦系数，故N?Ff?，带入方

程组求得Ff1与Ff2

?Q1(l3?l1)Q2l3??T?(Ff1?Ff2)?R??????R（3.30） ?Rc??R??Rc??R21

l2??通过对制动蹄杠杆受力分析，同时令l1，可得：

Q1??F1,Q2?(??1)?F带入上式，则可以得到：

??F(l3?l1)(??1)Fl3?T??????R?（3.31） Rc??RRc??R??设施加在制动手柄上的驾驶员操纵力为P，此时后轮制动器采用相同驻车制

1F??P??m动机构时制动驱动力F为：

2（3.32）

其中P------施加在制动手柄上的拉力，

?----驻车驱动机构的总杠杆比

?m---驻车时驱动机构的效率，一般取?m?0.6?0.8

将公式32带入公式31，使

T?T0不难得到驻车时制动操作杆所需要拉

力应不大于500N否则要调整总杠杆比

该设计过程中已知数据

?或者改变制动蹄杠杆?进行调节。

T0?1128N?m,?m?0.75,??20Rc?122?722?73

l1?15,l2?115,l3?130l2R?90,??0.35,???7.7l1求出F=3438N,P=458N.由于

P?458?500N所以基本符合标准。

22

第四章 制动器的设计

4.1 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应尽量选择数值较大的数，这样可以将制动盘的有效半径扩大，同时也将减弱制动钳所产生的制动力，降低摩擦衬块的工作温度和工作压力，但是由于存在轮辋尺寸的相应要求，制动盘直径一般选取轮辋70％～79％为宜，需要注意当整车质量超过两吨是计算应取最大值。

此次设计过程中：D?76%Dr?76%*16*25.4?308.864mm 取D=310mm

（2）制动盘厚度h

制动盘厚度h对制动盘整体重量和工作温升有很大影响与限制。为了设计轻量化，制动盘厚度又不宜过大，但由于尺寸问题厚度又应该取大些。制动盘一般制成实心的，但是为了散热好，也可在制动盘的工作表面之间铸出通风孔。一般情况下，实心刹车碟片的厚度大约范围在10mm-20mm；通风盘式制动盘的工作表面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm-50mm,采用20mm-30mm较为广泛。

在本设计中：后制动盘采用实心盘，取厚度h=15mm （3）摩擦衬块内半径R1与外半径R2

建议摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5.一旦二者比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差将会变得较大，导致部分局部位置磨损严重，接触面积缩小，最终将造成制动力矩波动频繁。此次设计过程中：取R1=118mm,

R2=155mm

（4）摩擦衬块的工作面积A

22一般摩擦衬块的单位面积占有汽车质量在1.6kg/cm?3.5kg/cm区间内进

行选取，如今考虑摩擦材料的更新换代性能不断改良，该范围可以略微扩大些。鉴于这种类型的汽车在设计时多采用的是半金属摩擦材料，该摩擦材料的摩擦系数要明显优于石棉材料。此次设计制动器衬块的工作面积初步确定为70 cm2。

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4.2 摩擦衬块的磨损特性计算

制动器摩擦衬片的磨损，与其摩擦副的制造材料、工作期间温度变化、摩擦副加工表面粗糙度、制动压力大小以及相对滑磨速度快慢等多种因素有关。不过试验表明，摩擦表面的摩擦系数、工作温度、制动时的压力与制动器表面加工情况等是影响制动器衬片磨损的重要因素。

汽车在制动过程中是将动能绝大部分变为热量并不断耗尽的过程。在制动强度巨大的紧急制动特殊情况下，制动器几乎承载将汽车动力转换为热量并快速消耗的使命。如果短时间内制动造成的大量热能不能及时传导到空气中并被消耗掉，这样会导致制动器的温度不断升高。这就我们常说的制动器的能量负荷。负荷增加，则衬片(衬块)工作强度就会越大这样磨损就会越加严重。

4.2.1比能量耗散率

制动器的能量负荷高低常以其比能量耗散率作为评定标准。比能量耗散率又称为单位能量负荷，是单位面积的摩擦材料在一定时间内消耗的能量的体现，其单位为W/mm2。

一般轿车的单独一个前轮制动器和单独后轮制动器的比能量耗散率分别为

?1?mav12?v22e1?*???22tA1 ? （4.1） 22?e2?1*?mav1?v2(1??)?22tA2?????t?v1?v2 jma——汽车总质量；

v1，v2——汽车制动初速度与末速度m/s；计算轿车取v1?100km/h?27.8m/s

t——制动时间s；

A1,A2——前、后制动器摩擦材料的摩擦面积（A2?642.50cm2）；

?——汽车回转质量换算系数；

j——制动减速度，m/s2，计算时取j=0.6g；

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?——制动力分配系数。

当急刹车也就是v2?0时，并可近似地认为??1，则有

1mav12(1??) （4.2） e2?22tA2把个参数值代入上式得

t?v1?v2?4.728s j1mav1211895?27.82e2?(1??)??(1?0.69)?0.75W/mm2

22tA222?4.728?320?100 比能量耗散率一旦过高则会造成衬片（衬块）的急剧磨损，甚至比能量耗散率还有可能在一定概率下会导致制动鼓或制动盘的龟裂效应。因此推荐取减速度j=0.6g，制动初速度v1：轿车采用100km/h，鼓式制动器的比能量耗散率以不高于1.8W/mm2为宜。取同样的v1和j时，轿车的盘式制动器的比能量耗散率建议不大于6.0W/mm2较为适宜。式中t为100Km/h速度下的所需要的刹车时间，其值为4.728s。A1、A2为前后制动器摩擦衬片的面积。?=0.69，求得

e2?0.75W/mm2，符合要求。

4.2.2 比滑磨功

衬片磨损和产生热量的相应技术指标也依靠在制动过程中制动器衬块由最高制动速度到完全停止时单位衬块面积上所产生的滑磨功，即比滑磨功Lf来体现：

mava2max??Lf? （4.3） Lf? 2A?式中：ma——汽车总质量，kg； vama——汽车最高制动车速，m/s x A?——车辆各制动器的摩擦衬块材料的摩擦面积之和，cm2

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22???LL?1000J/cm?1500J/cm ?——设计允许用比滑磨功，对轿车取 ?f??f?1895*27.82可求得： Lf??1018J/cm2因为1018在规定范围内，满足要求。

2X7204.3盘式制动器制动力矩的计算

图 4.1盘式制动器的计算用图

盘式制动器的计算如图 4.1所示，若摩擦衬块与制动盘接触情况较好，同时所有工作接触位置的压力相对平均进行分配，则盘式制动器的制动力矩为 Tf?2fNR （4.4） 式中：f——摩擦系数，取值0.33；

N——一侧制动块对制动盘的压紧力 R——作用半径，取为133mm。

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图 4.2 钳盘式制动器的作用半径示意图

一般的设计采用扇形摩擦衬块，因为其径向尺寸相对较小，取R平均半径Rm或有效半径Re足以保证设计严谨性。如图 4.2所示，平均半径为 Rm?R1?R2118?155??137mm （4.8） 22式中：R1，R2——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。（R1?118mm；R2?155mm）

根据图 5-7，在随便哪一个单元面积RdRd?上的摩擦力对盘心的形成相应力矩是fqR2dRd?，式中q为衬块与刹车碟片之间单位工作面上所产生的力，则一边的制动块作用于刹车碟片上的制动力矩为

?R2T123???fqR2dRd??fq(R2?R13)? ??R123单侧时 fN??得有效半径为

???R1?R22fqRdRd??fq(R2?R12)?

3?R134R1R2R1?R22R2Re???2?[1?]() 222fN3R2?R13(R1?R2)2Tf令

R14m]Rm=138mm ?m，则有：Re?[1?3(1?m)2R227

因m?R1m1，故Re?Rm。当R1?R2，m?1，Re?Rm。 ?1，?2R2(1?m)4如果m过小，则扇形的径向会变得很宽时，摩擦表面在各个半径上的滑磨速度会有很大偏差，将导致十分不平均的局部磨损，进而导致压力分布将十分集中局部过大，则上述计算方法失效。所以设计过程中取有效半径为138mm。

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第五章 盘中鼓制动器现状与未来

5.1盘式制动器取代鼓式原因

盘式制动器已经受到越来越多的消费者的赞同与认可，不过因为盘式制动器在后轮应用的局限性与摩擦衬块材料性能、材料的要求不断严格，因此在后轮应用盘式制动器始终都是实用与困难缺点并存。

BIR机械式驻车制动一直广受业内人士的好评，并且已经出现要求取消鼓式制动器大面积应用盘式制动器的盘式制动器疯狂的热潮，这对于汽车未来发展是十分不利的。究其原因如下，一旦过分要求盘式制动器有较高的性能，盘式制动器工作负荷必然急剧加大，而且现有的盘式制动器多采用滚珠与弯曲斜面相互配合将径向力转变为轴向力，以实现驻车制动效果，从而保证驻车制动的可靠实施。但是鼓式制动器的优点是无法被磨灭的，盘式制动器总体结构相比于鼓式制动器形式来说比较不利于加工，对于制动钳、液压管道的相应条件也在不断提升，盘式制动器造价远高于鼓式制动器。鼓式制动器简单的结构形式与经济的实用价格同时制动管路相对简单简单，最主要的是鼓式制动器的驻车制动易于实现并且结构简单。而现今的盘式制动器在汽车前轮的绝对优势使很多研究人员失去理性的方向感，盲目追求盘式优越性忽视驻车时结构复杂与要求严格，导致部分车驻车性能明显是在加快盘式制动器的寿命。

根据最近的汽车行情来看，轿车的价格依旧保持高价格，不过轿车的购买能力的确不俗，现在的市场需求依旧很高，即使是在2009年后经济不景气的前提下其仍能保证销售量，所以盘式制动器被认定为是未来汽车的选择。盘式制动器正在不断代替鼓式制动器，究其原因是因为盘式制动器与鼓式制动器的优势与劣势所来决定的。盘式制动器在有助力情况下将会有大而稳的制动力，在任何道路情况下制动性能都会有很好地发挥空间，其制动效能相比鼓式制动器优良很多，设计结构时可以考虑通过制动盘上制造相应通风口来使制动盘更加冷却良好，这样可以尽量使盘式制动器的散热性得到改善保证工作过程中温度在较低范围。不过盘式制动器结构从某种意义上来讲要比鼓式制动器相对繁琐要求更高，对制动钳、供应管路要求也在逐步趋于苛刻，而且制动器造价要比鼓式制动器贵一些。

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与盘式相互类比之后不难发现，鼓式制动器的制动效能和通风散热都要逊色于盘式制动器，鼓式制动器制动力稳定性相对较差，在各种不同道路上制动力变化幅度大，不利于驾驶员感知与控制。同时考虑到散热性不良鼓式制动器存在热衰退现象。当然，鼓式制动器也并非毫无好处，它的价格相对便宜，符合传统设计思想理论。对于以较高车速驾驶的车辆，由于路面情况需要不断使用制动器进行刹车，制动器的摩擦衬片将会通过能量转换产生很多的热，导致制动器温度很快增加，倘若不能将这些热量尽快彻底地散发出，将会很大程度上影响到盘式制动器的制动性能，也就是会发生所谓的制动效能热衰退现象。前盘后鼓组合式制动器(即前轮装配盘式制动器、后轮安装鼓式制动器)，这样做的初衷关于汽车成本上的相应估计，当然也是考虑到汽车在急刹车情况下将会发生轴荷前移，这样将造成前轮的需求会相对较大。所以盘式制动器是汽车制动器发展标杆也是我们需要依据设计的标准，这是不用质疑的。

5.2 鼓式制动器现状

同盘式制动器相比较，鼓式制动器的性能和冷却效果更差一些，鼓式制动器制动力抗热衰退性能较差，所以路面制动力变化浮动频繁，不方便驾驶员控制。考虑其导热性不好，在工作过程中产生大量热量。制动片和制动鼓在高温工作条件下，更容易造成形状复杂的变形，同时也有很大概率发生制动衰退和机械振抖现象，从导致制动效率的下滑。而且，在一段行驶时间内定期调整制动蹄片的间隙，故此许多汽车商家为了节约成本，大多应用前盘后鼓的制动模式。不过，对于重型车辆，一般都处于低速行驶，刹制动蹄的耐用性比盘式制动器好，这样很多重型车辆仍采取四轮鼓式制动器的设计方式。鼓式制动器已经在中型车上使用但是却退出轻型商用车与轿车舞台。

5.3 DIH盘中鼓结构设计原因

驻车制动器适用于构造较大的四轮盘式制动器车辆。行车制动是通过盘式制动器的制动钳工作以实现制动。而DIH驻车制动器则可以改进驻车制动制动器的功能。随着制动器不断改进升级未来有希望将制动钳纳入到DIH的适配器中。由于制动钳的型号种类繁多，可适用于多种制动器，所以DIH作为后轮盘式制

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动器将会非常广泛的应用在各类汽车领域，可以用于乘用车、SUV\\MPV\\皮卡到重型卡车等车型。

盘中鼓制动器具有良好的制动性能、高效率、耐腐蚀性等特点，其中也含有可以有效防止汽车发生溜坡现象。盘中鼓式制动器可以与自动驻车制动APB-C（拉索）兼容。所以，盘中鼓制动器的发展有很多需要进行设计而不是简单的盘式与鼓式制动器的简单结合。

5.4盘中鼓式制动器未来

鼓式制动器的双蹄片早已深入人心，不过伴随盘中鼓制动器的到来一种新型的制动蹄片已经展现在世人的眼前。那就是单蹄式鼓式制动器现如今成为可能。该驻车制动器将会是对于传统鼓式制动器的一次革命性重生。因为其结构相对简单而且制动性能好也是汽车工业的突破性发展。装备単蹄片的盘中鼓可以覆盖现在市场上几乎所有乘用车，特别适用于SUV、皮卡、MPV车及少量轻型商用车。

単蹄片的特点：性能优秀、结构简单、轻量化好、盘鼓结合。

性能优秀——应用特有的磨圆技术和准确的对蹄片刚度计算，使制动性能相对以前驻车制动器要提升大约30-200%的效果。有时存在改变单蹄刚度来增强输出力矩的效果。

由此不难发现单蹄性能要比其他制动器好，不过驻车制动功能评价指标是依据输出的力矩大小来进行判定，同时通过这一点来规划评判制动器的驻坡能力高低。经过大量实验，单蹄的驻车的制动效能数值大约在5到12这一区域，然而对于传统制动器的驻车效能来讲，正常鼓式制动器在4到6区间，盘式制动器则在0.7上下进行设计。所以说在相同的输入力及驻车拉索机构的前提下，盘中鼓在装配単蹄片时其驻车制动器能达到较高的驻坡性能。

结构简单-单蹄的设计，同传统的双蹄相对比较可减少不少的部件及组件，在维修过程中操纵更加简单、更换快捷、维护成本下降。

单蹄式盘中鼓制动器拥有高性能简易的设计结构。而传统设计鼓式制动器采用即沉重又有很多部件的两个蹄，然而单蹄却从某种意义上创造制动蹄相关组件大幅下降的新功效。这就意味着传统的两蹄所需的部件可省去。这使单蹄盘中鼓的维修更加便捷。

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轻量化好-效用高、结构简单，使其产生减重可以达到惊人的五分之一。

由于单蹄驻车制动器的效率高，部分车型可采取一个与规格相比要小一些的单蹄驻车制动器替代传统类型的复杂笨重的双蹄驻车制动器，通过这样设计对于现有的后轮制动器总成来说，能很好地提高制动性能、进行产品的轻量化、节省成本提高空间利用率。

盘鼓结合-提供盘鼓这类相异性能的制动效果，令制动器能够尽可能发挥其制动优势，获得令人认可的制动表现。

由于盘鼓两种结构相互融合相互设计使盘中鼓成为可能，采取应用行车制动性能优良的四轮盘式制动，而将驻车增力由单蹄鼓式完成这一功能。将会得到盘鼓性能充分发挥作用效果明显，获得令人赞同的制动效果。

盘中鼓制动器与传统鼓式驻车制动器对比：

特征驻车效果制动效能零件数量装配稳定性占用空间制动蹄制造工艺性制动器类型单蹄驻车（盘中鼓）双蹄驻车（盘中鼓）很好很好少方便好略小专业表5.1

较好一般多复杂一般大普遍

但是，单蹄式盘中鼓制动器仍有一些瑕疵需要改进，对单蹄制动器，尤其那些需要承压很高的制动蹄端部性能要求很苛刻——需要足够的承压面积来保证摩擦材料不会被压碎。目前被广泛使用的制动蹄如图所示——在承压最大的端部，面积反而不断减小，且在有限的面积上存在一定空隙，在大负荷工况下，极容易出现开裂甚至会发生破裂, 导致粘接面分离 ，从而限制制动蹄的最大制动效能再次提升。

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5.5 盘中鼓需要发展的方向

很多人认为盘中鼓其实就是多余的，简单的盘式制动器完全可以满足制动功能，鼓式制动器来进行驻车是完全没有这个必要。但是现在有一个很通俗的问题摆在这些人的面前。盘式制动器的驻车是依靠简单的滚珠斜面将径向力转变为轴向力，或者通过杆件与拉索将手部施加的制动力传到制动钳上来进行驻车制动，不过这个简单结构已经被完全抢占，即使现在很多公司采取一贯的先抄袭后改造来实现这一操作，这却完全是为了社会需求而进行的商业copy。这与我们制动器设计的原理并无不妥，但却不断的使我们的设计落后于其他国家，因为我们采用最简单结构来实现所需要的功能这一个广阔的发展空间正在急速缩小，设计难度不断增大，成本高昂并且收益较低。而简单的鼓式制动器各种缺点被盘式制动器完美取代，使更多的人开始进入“盘式热”即忽视鼓式制动器完全推崇盘式制动器，这是不利于汽车行业发展的。就如钢板弹簧、麦弗逊悬架与多连杆，齿轮齿条转向器与循环球式转向器，横置、纵置发动机等汽车部件一样，虽然一种结构已经由于另一种但是却依旧在发展，而制动器去在不断出现盘式完全取代鼓式制动的发展趋势。

盘中鼓制动器就是在实现相应制动功能前提下，将盘式制动器成本尽量降低，提高盘式制动器行车性能，引导鼓式制动器向更轻、更小、更劲发展。进而不断实现盘鼓结合共同发展，实现优势互补提高性能，同时实现制动器的通用化与标准化的有效推动而不是简单“鸡肋”结合，而是将制动器设计与工艺更大程度的推进与发展。

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第六章 制动器主要零部件的结构设计

6.1 制动盘

制动盘多采用珠光体铸铁进行制造，或对其添加Cr等的合金进行相应制造。其形状大部分是平板式或礼帽式。刹车碟片在制动过程中不但承受制动块法向作用力与其切向作用力，还需要承受制动盘的热负荷。为了使冷却效果能够提升，钳盘式制动器的刹车碟片加工过程中制作成有径向通风的双层制动盘也就是我们说的通风盘式制动盘，这样可以使散热面积逐步提升的同时也可降低约两至三成的温升，不过因此整体厚度相对较厚。

刹车碟片的加工表面应保持相对光洁与平整，制造时必须明确要求表面的平面度，两侧表面的平行度以及制动盘的不平衡量。行业标准规定：刹车碟片两侧表面不平行度小于等于0.008mm,制动盘表面摆动差需要小于等于0.1mm；制动盘表面粗糙度应当小于等于0.06mm。

采用合金铸铁来进行加工制动盘，形状采用礼帽形的实心盘进行后轮制动盘设计，以满足盘中鼓式制动器的功能。

图6.1 礼帽形制动盘

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6.2制动钳

制动钳用那种可锻铸铁KTH370或球墨铸铁QT400进行加工制造，当然现在也可以采用合金设计加工制造的。比如用铝合金压铸。可制造为整体式，也可加工成两部分由螺栓连接成型。制动钳体外缘应该留有开口，以便检查或更换制动块更为方便。制动钳体需要具有较高的刚度和强度要求。钳体加工出制动缸。为了减少将制动产生的热量传给制动液，需要将活塞的开口端靠在制动块的背面。活塞通常由铸铝合金加工成型，为了增强其耐磨损性，需要对活塞的工作表面采取镀铬处理。

制动钳在汽车上的安装位置也有一定讲究。制动钳位于车轴前可降低轮胎在工作过程中甩出来的水、泥、杂质飞溅到制动钳内部的概率，位于车轴后则可尽量减轻汽车在制动时轮毂轴承的所承受的相应载荷。

所以此处设计采用可锻铸铁，整体式、镀铬处理，后制动钳位于车轴前。

6.3制动块

制动块由摩擦衬块和制动块背板组成，两者通过压嵌、铆接或粘接紧固地连接在一起。摩擦衬块大多是扇形，也会有一些矩形，正方形或圆形的。活塞尽量保证压在面积尽可能大的制动块，避免衬块发生应力卷角而造成尖叫声。制动块背板由钢板制造而成。尽量不要使刹车过程中产生的大量热传给制动钳从而造成制动液汽化同时也为了减小制动噪声，或者摩擦衬块与背板之间一层隔热减震垫。

6.4摩擦材料

制动摩擦材料拥有较高的摩擦系数同时也要保证相对稳定也就是要有良好的抗热衰退性能，一定要避免温度升到一定限度后摩擦系数突然急速下降；材料的耐磨性好，有相对低的吸水率，同时也应当有较高的耐挤压和抗冲击能力；保

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证制动时不产生噪声和有害气味，尽可能装备污染小或对人体无害的优质摩擦材料

通常车轮制动器广泛安装模压材料，也就是以石棉为主体与树脂粘结剂、调整性能的填充剂与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，高温下模压成型的得到。现在为了环保安全都采用金属材料。

表6.1 摩擦材料性能对比

此次设计综合考虑各种材料，采用性能更好、环保效果更好的半金属材料。摩擦系数为f=0.33

6.5制动器间隙的调整方法及相应机构

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在不踩刹车的状态下制动盘与摩擦衬块这二者需要保证一定的工作间隙，用来保证制动盘可以进行自由转动不受约束。通常来说盘式制动器的制动间隙取0.1mm-0.3mm（单侧0.05mm-0.15mm）。由于为了要保证这个间隙这样就将会致使制动踏板或拉动杆的行程会有一点缩短，所以间隙应在保证要求的前提下取小一些。考虑到制动过程中摩擦副会产生热变形和疲劳变形。本设计制动间隙取为0.12mm。

图6.2 制动间隙的自调装置 1-制动钳体；2-活塞；3-活塞密封圈

此外，工作过程中制动器的间隙会由于摩擦衬块的不断磨损而使间隙逐渐变大，所以制动器需要设有间隙调节机构。如今，盘式制动器的调节机构已不断自动化。大多采用一次调准式间隙自调装置。最省钱且通用的结构是在缸体和活塞之间安装一个既有复位功能又有间隙自调作用的带有斜角的密封圈，刹车过程中密封圈的突边是由于活塞的摩擦力作用下产生弹性变形，跟最大摩擦力所造成的密封圈变形量相对应即等于原始制动间隙。随着其磨损不断增大会对所需活塞行程有一定影响，当密封圈相应变形量达到最大时，活塞在液压力作用下将会克服密封圈与缸壁之间所产生的摩擦阻力，不断向前移动直到完成彻底制动方才停止。活塞与密封圈之间的间隙达到不可复原的相对距离便会对这过量变化间隙进行一定修正补偿。抬起制动踏板后活塞在橡胶需要恢复原来形状的作用力下复位，直到密封圈完全恢复刚才过程变形为止，所以摩擦块与刹车碟片间的间隙将重新恢复到开始设定的间隙。

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