乘用车制动设计与仿真

1、绪论制动系的功能汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车， 使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车下短坡时保持的适当稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上， 它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。汽车制动系统应具备以上的功能。

2、这些功能是设置在汽车上的一套专门的装置来实现的。这些装置是由制动控制机构和执行机构来组成的。也就是由供能装置、 操纵机构、传动机构、制动器、调节制动力装置、 制动防抱装置、 报警装置和压力保护装置等组成。制动器的原理介绍制动器就是刹车装置。 是使机械中的运动件停止或减速的机械零件。 俗称刹车、闸。制动器主要由制动架、制动件和操纵装置等组成。有些制动器还装有制动件间隙的自动调整装置。为了减小制动力矩和结构尺寸，制动器通常装在设备的高速轴上，但对安全性要求较高的大型设备 ( 如矿井提升机、电梯等 ) 则应装在靠近设备工作部分的低速轴上。有些制动器已标准化和系列化，并由专业工厂制造以供选用。制动器有

3、摩擦式、液力式和电磁式等几种。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。带式只用作中央制动器。制动器分类：制动器分为行车制动器（脚刹） ，驻车制动器（手刹） 。 在行车过程中，一般都采用行车制动（脚刹） ，便于在前进的过程中减速停车，不单是使汽车保持不动。若行车制动失灵时才采用驻车制动。当车停稳后，就要使用驻车制动（手刹），防止车辆前滑和后溜。停车后一般除使用驻车制动外，上坡要将档位挂在一档（防止后溜） ，

4、下坡要将档位挂在倒档（防止前滑） 。制动系分类：摩擦式制动器。靠制动件与运动件之间的摩擦力制动。非摩擦式制动器。制动器的结构形式主要有磁粉制动器（利用磁粉磁化所产生的剪力来制动）、磁涡流制动器（通过调节励磁电流来调节制动力矩的大小）以及水涡流制动器等。制动系统的一般工作原理是，利用与车身( 或车架 ) 相连的非旋转元件和与车轮 ( 或传动轴 ) 相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。一个以圆面为工作表面的金属制动鼓固定在车轮轮毂上，随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板上，有两个支承销，支承着两个弧形制动蹄的下端。制动蹄的外圆面上装有摩擦片。制动底板上还装有液压制动轮缸，用油

5、管与装在车架上的液压制动主缸相连通。主缸中的活塞可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。当驾驶员踏下制动踏板，使活塞压缩制动液时，轮缸活塞在液压的作用下将制动蹄片压向制动鼓，使制动鼓减小转动速度，或保持不动。使机械运转部件停止或减速所必须施加的阻力矩称为制动力矩。制动力矩是设计、选用制动器的依据，其大小由机械的型式和工作要求决定。制动器上所用摩擦材料（制动件） 的性能直接影响制动过程，而影响其性能的主要因素为工作温度和温升速度。摩擦材料应具备高而稳定的摩擦系数和良好的耐磨性。摩擦材料分金属和非金属两类。前者常用的有铸铁、钢、青铜和粉末冶金摩擦材料等，后者有皮革、橡胶、木材和石棉等。课题主要容为给定基

6、本参数的汽车设计与之相匹配的制动器， 合理选择选择制动器的类型及结构形式，计算确定制动器的基本参数以及相应的主要零件，使得设计参数和结构形式能满足整车的总布置所规定装配要求，绘制相应的零件图。其具体容如下：1）据课题条件选择制动器结构型式；2）制动器设计计算和校核；3）据课题条件设计制动器的主要部分；4）绘制制动器总装图；5）绘制部分主要零件图；6）制动器主要零件模型的建立；7）制动器热固耦合分析。课题研究的目的和意义毕业设计和毕业论文是大学生培养方案中的重要环节。学生通过毕业设计，综合性地运用所学知识去分析、解决一个问题，在做毕业设计的过程中，对所学知识得到疏理和运用，它既是一次检阅，又是一

7、次锻炼。不少学生在做完毕业设计后，感到自己的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，去创造的自信心。通过大学的学习，从理论与实践上均有了一定程度的积累。这次毕业设计就是对我们以往所学的知识的综合运用与进一步的巩固加深，并对解决实际问题的能力的训练与检验。其目的在于：1）培养正确的设计思想与工作作风；2）进一步培养制图、绘图的能力；3）学会分析与评价汽车制动系总成的结构与性能，合理选择结构方案及其有关参数；4）学会汽车制动器一些主要零部件的设计与计算方法以及制动系总体布局的一般方法，以毕业后从事汽车技术工作打下良好的基础；5）培养独立分析、解决问题的能力。目录摘要Abstract第

8、 1 章 绪论11.1制动系的功能11.2制动器的原理介绍21.3课题主要容21.4课题研究的目的和意义4第 2 章 制动器的结构形选择42.1鼓式制动器的结构形式简介42.2盘式制动器的结构形式简介72.3盘式制动器的优点82.4该乘用车制动器结构的最终选择9第 3 章制动器的设计计算113.1设计要求113.2整车参数113.3盘式制动器结构参数的选择113.4滑动钳盘式制动器设计计算133.5校核计算18第 4 章 基于 CATIA软件盘式制动器主要零件的设计224.1 CATIA 软件发展及其在汽车行业的使用224.2盘式制动器主要零件设计234.3摩擦材料254.4制动器的间隙26第

9、 5 章 基于 ANSYS的制动盘热固耦合分析275.1 ANSYS软件简介275.2制动盘有限元模型的建立275.3施加边界约束及制动盘温度场的计算与分析285.4制动盘热应力场的计算与分析30结束语33参考文献35致36第 2 章 制动器的结构形选择2.1 鼓式制动器的结构形式简介鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。鼓式制动器又分为型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制

10、动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面与制动带摩擦片的圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为：（ 1）领从蹄式制动器如图 2-1 所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的

11、旋转方向（制动鼓正向旋转），则蹄 1 为领蹄，蹄 2 为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应得使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的型鼓式制动器称为领从蹄使制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有增势作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有减势作用，故又称为减势蹄。增势作用使领蹄所受的法向反力增大，而减势作用使从蹄所受的法向反力减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于服装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中

12、、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。图 2-1领从蹄式制动器1- 领蹄2-从蹄3 （ 4）- 支承销5- 制动鼓6-制动轮缸（ 2）双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄使制动器（如图 2-2所示）。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为双向领蹄式制动器。如图所示， 两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓的作用的合力恰好相互平衡，故属于平面式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降，这种结构经常用于中级轿车

13、的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。图 2-2 双领从蹄式制动器1- 制动轮缸2-领蹄3-支承销4-制动鼓（ 3）双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器（如图 2-3 所示）。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛应用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前后轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动用于驻车制动。图 2-3 双向双领蹄式制动器1- 支座2-制动轮缸3- 调整螺母4-回位弹簧5（ 9） - 制动蹄6- 制动鼓7-制动底板8- 可调支座（

14、 4）单向增力式制动器单向增力式制动器如图2-4 所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动地板上的支承销上，由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式的制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。图 2-4单向增力式制动器1- 第一制动蹄2-支承销3- 制动鼓4- 第二制动蹄5-顶杆 6-制动轮缸（ 5）双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则称为双向增力式制动器 ( 如图

15、 2-5 所示 ) 。对双向增力式制动器来说不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动功用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用于汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于

16、成本低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。图 2-5 双向增力式制动器1- 前制动蹄2- 顶杆3-后制动蹄4- 轮岗5-支承销2.2 盘式制动器的结构形式简介盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（ 1）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构形式不同可分为定钳盘式制动器（见图2-6 ）、浮钳盘式制动器（见图2-7 ）等。1）定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相连并在制动钳体开口槽中旋转。具有以下优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现鼓式制动器到盘式制

17、动器的改革，能很好地适应多回路制动系的要求。图 2-6定钳盘式制动器1- 制动盘2- 制动块3- 摩擦片4- 油管 5-制动钳 6-制动钳支架2）浮钳盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘得侧具有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管，液压缸冷却条件好， 所以制动液汽化的可能性小；成本低； 浮动盘的制动块可兼用驻车制动。图 2-7浮钳盘式制动器1- 制动盘2- 制动块3- 摩擦片4- 油管 5-制动钳 6-制动钳支架(2) 全盘式在全盘制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散

18、热条件较差，其应用远远没有钳盘式制动器广泛。2.3 盘式制动器的优点与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点：1) 热稳定性好。原因是一般无自行增力作用，衬块摩擦表面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。制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，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)

19、 制动力矩与汽车运动方向无关；4) 易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性；5) 尺寸小、质量小、散热良好；6) 压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬块磨损也均匀；7) 更换衬块工作简单容易；8) 衬块与制动盘之间的间隙小 (0.05 0.15mm)，这就缩短了制动协调时间；9) 易于实现间隙自动调整。2.4 该乘用车制动器结构的最终选择摩擦式制动器按其旋转元件的形状又可分为鼓式和盘式两大类。 因为盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘， 其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩

20、。盘式制动器常用作小型乘用车的车轮制动器。而且小型乘用车质量较小，制动力矩较小，这里选择盘式制动器为前轮制动器。盘式制动器按摩擦副中的固定摩擦元件的结构，分为钳盘式和全盘式制动器两大类。一般小型乘用车上大多数采用钳盘式制动器，这里也选用钳盘式制动器。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中。两块制动块之间有作为旋转元件的制动盘，制动盘是用螺栓固定于轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅约 30° 50°，因此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， 借

21、助于制动盘的离心力作用易于将泥水、污物等甩掉，维修也方便。钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为以下几种：（ 1）固定钳式盘式制动器（2）浮动钳式盘式制动器（ 3）摆动钳式盘式制动器因为滑动钳式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。滑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。所以这里所设计的制动器形式选用

22、：滑动钳式盘式制动器当然，盘式制动器也有自己的缺陷。例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。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，一般商用车采用了混合的形式，前轮盘式制动，后轮鼓式制动。乘用车在制动过程中，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轮大。轿车生产厂家为了节省成本，就采用前轮通风盘式制动器，后轮非通风盘式制动器。盘式制动的乘用车中，采用前轮通风盘式制动是为了更好地散热，至于后轮采用

23、非通风盘式同样也是成本的原因。毕竟通风盘式的制造工艺要复杂得多，价格也就相对贵了。综合以上优缺点最终确定本次设计的 1.6L 乘用车采用前轮通风浮动钳盘式制动器，后轮采用非通风浮动钳盘式制动器。第 3 章 制动器的设计计算3.1 设计要求本课题设计的乘用车采用滑动钳盘式制动器。 这里主要对前轮选用的通风滑动钳式盘式制动器进行设计。要求对制动力、制动力分配系数、制动器因数等进行计算。对制动器主要零件， 如制动盘、摩擦衬片（衬块）进行结构设计计算和校核计算并建立模型。利用计算机辅助设计绘制装配图和制动器的主要零件图。对制动盘热固耦合进行分析。3.2 整车参数车型： 1.6L 乘用车基本参数：1）发

24、动机前置前轮驱动型式，最大转矩155NM, 最大转矩时的转速3800r/min ；额定功率 77Kw，额定功率时的转速5000 r/min ；2）轴距： L=2350mm；3）最高车速： Vmax=160Km/h；4）整备质量 1200kg，额定载荷 500kg。5）空载时汽车的质心高度：'； 满载时汽车的质心高度为hg=930mm；hg =800mm6）汽车空载时的轴荷分配： 前轴 60%，后轴 40%；汽车满载时的轴荷分配： 前轴 52%，后轴 48%；7）汽车空载时质心到前后轴的距离：L 1= L*0.40=2350*0.40=940mm；L2= L*0.60=2350*0.60

25、=1410mm；汽车满载时质心到前后轴的距离：a=L*0.52=2350*0.52=1222mm；b=L*0.48=2350*0.48=1128mm；8）车轮有效半径 re ：选用 80 系列轮胎，查阅 GB/2978_1997， 155/80R13 轮辋直径为 330mm, 得有效半径为 re =165mm。3.3 盘式制动器结构参数的选择制动盘直径 D制动盘直径 D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70一 79。总质量大于2t 的汽车应取上限。作为一款微型乘用车，满载时的总质

26、量有1700kg, 我对该制动器制动盘的直径选择为轮辋直径的 75%，给定的轮胎参数为： 155R13，这就是说轮辋直径为 330mm。这里去制动盘的直径 D为轮辋直径的百分之 75%，那么 :制动盘直径 : D=d×75%=330×75%=248mm式中 d轮辋直径， d =330mm制动盘厚度的选择制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取得大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为1018mm，通风式制动盘厚度取为 1850mm，采用较多的是

27、 2030mm。在高速运动下紧急制动 , 制动盘会形成热变形 , 产生颤抖。为提高制动盘摩擦面的散热性能 , 大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘 , 这样可使制动盘温度降低 20 % 30 %。这里采用中间空洞的通风式制动盘， h=18 mm厚度 。摩擦衬块半径R1 和外半径 R2摩擦衬块（如图 3-1 所示）是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬块分为摩擦材料和底板, 两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与半径及推荐摩擦衬块外半径 R2 与半径 R1 的比值不大于 1.5 。若此比值偏大， 工作时衬块的外缘与侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。

28、因为制动器直径D 等于 248mm,则摩擦块 R2=124mm取 R2 / R11.5 ，所以 R1=83mm。图 3-1摩擦衬块摩擦衬块工作面积对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.63.5kg/cm 2 围选用。单个前轮摩擦块 A11700 60%0.50.5127.5cm 2 , 则单个前轮2.0制动器 A1' =255cm 2 ；单个后轮摩擦块 A21700 40% 0.50.542.5cm 2 ，则单个后轮制动2.0器 A2'=85cm 2 能够满足 的要求。摩擦衬块摩擦系数f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要

29、好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3 0.5 ，少数可达 0.7 。一般说来， 摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250 时，保持摩擦系数f =0.40已0.35无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。所选择摩擦系数 f =0.35 。总结得到参数如表 3-1 所

30、示表 3-1制动器基本参数名称制动盘外径工作半径制动盘厚度摩擦衬块厚度摩擦面积(mm)(mm)(mm)(mm)(cm2)前轮248105256127.5后轮24810525642.53.4 滑动钳盘式制动器设计计算同步附着系数的确定（ 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，这是容易发生后轴策划而使汽车丧失方向稳定性；（ 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，汽车在同步系数为的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动减速度为 duqgg ，即 q=0 , q 为制动强度。而

31、在其他附着系数的路面上制动时，达到dt前轮或者后轮即将抱死的制动强度q< 0 , 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。随着道路条件的改善和汽车速度的提高，由于制动时后轮先抱死引起的汽车甩尾甚至掉头所造成的车祸日益增多。值宜取大些。根据设计经验，取=0.60 。前后制动力矩分配系数的确定此乘用车前后制动器制动力为定比值。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。由于已经确定同步附着系数，则分配系数可由下式得到：Lb（3-1 ）0hg得到：0 hgb 0.60.93 1.128（3-2 ）L0.782.35制动因数的计算

32、制动器因数又称为制动器效能因数，它表示制动器的效能，用BF 表示。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于比较不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可以定义为在制动盘的作用半径上所能产生的摩擦力与输入力之比，即T f（3-3 ）BFPR式中， R制动盘的作用半径； P输入力，一般取加于两制动块的压紧力。因为我对此乘用车制动器选用的是钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为 P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 2fP ，那么钳盘式制动器的制动器因数为2 fP（3-4 ）BF2 fP式中， f 盘与制动衬块间的摩擦系数，f =0.35 。该车前轮制动

33、器的制动因数为BF2 fP2 0.35 0.7（3-5 ）2 fP制动距离的计算制动距离是制动效能的一个重要指标，即S0.12 /150（3-6 ）式中，为制动初速度，在这里取=80Km/h。则该车的制动距离为S0.12 /15050.67m制动力的计算盘式制动器的计算用简图如图3-2 所示，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，则R 等于平均半径 Rm 或有效半径 Re ，在实际中已经足够精确。如图 3-3 所示，平均半径 Rm 为：R1 R283 124103.5 mm（3-7 ）Rm22式中， R1 、 R2 摩擦衬块扇形表面的半径和外半径。图 3-2 盘式制动器的计算图

34、图 3-3钳盘式制动器的作用半径计算图有效半径 Re 是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示（根据离合器设计规）：2 (R23R1 )4m3Re2R12 )312Rm105mm（3-8 ）3 (R2(1 m)式中， mR1 / R2 。因为m1,(1mm) 21 , 故 Re4Rm ， 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得滑磨速度相差太远，磨损不均匀，因为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 。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

35、制动力矩为M2 fF 0R（3-9 ）式中， f 摩擦因数； F0单侧制动块对制动盘的压紧力； R作用半径。对于前制动器M94.5N/mM94.51304N所以， FO20.350.10352 fR对于后制动器M80.5N/mM70.5973N所以， FO20.350.10352 fR最大制动力矩的计算最大制动力矩是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的发向力 Z1、Z2 成正比。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数0 值的汽车，为了保证在> 0 的良好路面上能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移， 前、后轴的车轮制动器所能产生的

36、最大制动力矩为T f 1 maxG( L2 qH g ) re（3-10 ）Z1 reLT f 2 max1（3-11 ）Tf 1max对于常遇到的道路条件较好、车速较高因而选取了较大的同步附着系数0 值的汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。在<0 的良好路面上，相应的极限制动强度q ，所以所需的后轴和前轴的最大制动力矩为Tf 2maxG ( L1 qH g ) re（3-12 ）LTf 1maxTf 2 max（3-13 ）1式中 ,该车所能遇到的最大的附着系数。对于本设计乘用车来说，它通常是在较好的路面上行驶，所以它适用第二种情况，这里可以取=0.9 。由

37、此可知单个制动器所需要提供的最大制动力Fmax 和最大制动力矩 Tm ax 为：FmaxF01304NTmaxFmaxre13040.931213 N m应急制动和驻车制动所需制动力矩的计算1）应急制动应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为：FB 2F2ma gL1（3-14）Lhg此时所需的后桥制动力矩为：FB 2 reF2rema gL1re1700101222Lhg23500.60.6 165 1568387.097N m0.93现用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的制动力矩为：FB2r e/2=784193.548 N m2）驻车制动汽车上坡停驻时，后桥附着力为：F2

38、L1coshg)（3-15 ）ma g (sinLL汽车在下坡停驻时，后桥附着力为：F2'ma g ( L1coshg)（3-16 ）sinLL汽车可能停驻的极限上坡路倾角1 ，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件得：L1coshg（3-17 ）ma g (sin ) ma gsin1LL所以：1arctanL1arctan0.6122222.25hg23500.6 930L1 是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为：'arctanL1arctan0.612221hg235014.15L0.6 930在安装制动器的空间时，制动

39、驱动力源等条件允许的围，应力求后桥上驻车制动力矩接近由 1 所确定的极限值：ma gresin1170010165sin 22.251062109 .372N mm ,并保证下坡路上停驻的坡度不小于法规的规定值。3.5 校核计算摩擦衬块磨损特性的校核摩擦衬块的磨损受温度，摩擦力，滑磨速度，制动盘的材质及加工景况，以及衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说， 汽车制动过程即是将汽车的机械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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时

40、，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时2间衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为W/mm。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为e1ma (v12v22 )

41、（3-18 ）4tA1e2ma (v12v22 ) (1)（3-19 ）4tA2v12v22t（3-20 ）j式 中， ma 汽车总质量；汽车回转质量系数；v1 、 v2 制动初速度和终速度（m/s）；j 制动减速度 (m/s 2) ；t 为制动时间 (s) ；2A1、 A2 前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积(mm) ；制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下， v2=0，并可认为=1，故e1ma v12（3-21 ）4tA1e1ma v12(1 )（3-22 ）4tA2乘用车的盘式制动器在v1 =100km/h(27.8m/s) 和 j =0.6 g 的条件下，比能量耗散率应不大2于 6.

42、0W/mm。t =27.8/6=4.63(s)前轮衬块的摩擦特性： e1170027.820.782.46(W / mm 2 )6.0W/mm44.6322500后轮衬块的摩擦特性： e2170027.820.221.84(W / mm 2 )6.0W/mm44.63850022由上面计算结果看出摩擦衬块磨损在规定围，符合技术要求。制动器的热容量和温升的校核应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：(md cd mhch ) t Q（3-23 ）式中， md 各制动鼓 ( 盘) 的总质量；mh 与各制动鼓 ( 盘 ) 相连的受热金属件 ( 如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等) 的总质量；cd 制

43、动鼓 ( 盘) 材料的比热容，对铸铁c=482J (kg · K) ，对铝合金c=880J(kg ·K)；ch 与制动鼓 ( 盘) 相连的受热金属件的比热容；t制动鼓 ( 盘 ) 的温升 ( 一次由 va =30km h 到完全停车的强烈制动，温升不应超过 15) ；Q1满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制后制动器，即2Q1mava（3-24 ）ma va22Q2(1 )（3-25 ）2式中， ma 满载汽车总质量；va 汽车制动时的初速度，可取vava max ；汽车制动器制动力分配系数。以 va =30km/h（8.33m/s ）， 取满载时的值=

44、0.78 来计算，t =15，则L1va2ma=1700× 8.33 × 8.33 ×0.78/2=46004.842md2 1(D1/2)2(D2 /2)2 H1A1H 2 2 2 A3H3=2× 7.8 × 3.14 × （ 24.8/2 ）2- （16.6/2 ） 2 × 1.8 + 127.5 ×1.2+2 ×6.45 ×127.5 ×0.6= 8608g式中， 1 为铸铁、钢的密度（7.8g/cm 3）；2 粉末冶金摩擦材料的密度（6.45g/cm 3 ）；D1 制动盘直径，

45、取D1=248mm；D2 制动盘圆柱外径，取D2=166mm；H1 制动盘厚度，取H1=18mm；H2 制动块厚度，取H2=12mm；H3 摩擦片厚度，取H3=6mm。8.332QQ117000 .7846004 J2由 md cdt =8.608 × 482× 15=62236J>Q 可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。盘式制动器制动力矩的校核今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 :Tf 2 fNR（3-26 ）式中， f 为摩擦系数； R 为作用半径； N为单侧制动块对制动盘的压力。在制动块任一单元面积RdRd 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fqR2d