《汽车制动器的设计及分析》

1、目 录摘 要 1ABSTRACT 21 引言 31.1 课题的来源、意义 31.2 主要工作内容 32 汽车制动系统 42.1 制动系统的作用及工作原理 42.2 汽车制动器类型 52.2.1 鼓式制动器 52.2.2 盘式制动器 72.3 汽车制动器的结构 82.3.1 鼓式制动器的结构 82.3.2盘式制动器的结构 82.4 鼓、盘式制动器的比较分析及选型 83 制动系统的理论分析 93.1 制动时车轮的受力情况 103.1.1 地面制动力 103.1.2 制动器制动力 103.1.3 附着力 103.1.4 地面制动力、制动器制动力与附着力的关系 103.2 制动力分配系数 113.2.

2、1 地面对车轮的法向反作用力 113.2.2 理想制动力分配曲线 133.2.3 实际制动力分配曲线 143.2.4 同步附着系数 143.3 制动器制动力矩的计算 143.4 制动效能因数 163.5 坡道驻车计算 174 制动系的设计计算 184.1 整车参数 184.1.1 制动器设计基本参数 184.1.2 地面制动力 184.1.3 驻车能力计算 194.2 制动器主要参数确定 204.2.1 制动盘直径 204.2.2 制动盘厚度 204.2.3 制动衬块外半径与内半径 214.2.4 制动衬块的工作面积 214.3 制动器主要结构零件设计 224.3.1 制动盘 224.3.2

3、制动钳 224.3.3 制动衬块 224.4 制动轮缸的设计计算 224.4.1 盘式制动器的压紧力计算 234.4.2 制动轮缸的直径和容积 234.4.3 制动主缸直径与工作容积 244.5 汽车的性能指标 254.5.1 制动力分配曲线 254.5.2 制动效能 295 紧急制动工况下制动器的温度场及热应力分析 305.1 有限元软件简介 305.2 有限元模型理论基础 305.3 有限元计算模型建立 325.3.1 几何模型的建立 335.3.2 材料属性定义 335.3.3 分析步及输出要求设定 345.3.4 接触定义 345.3.5 边界条件和载荷设定 355.3.6 网格划分

4、355.4 计算结果分析 366 总结 39参考文献 40致谢 42摘 要汽车工业发展到今时今日，汽车的动力性能已经能够满足绝大多数道路条件和运输能力的要求。然而，汽车安全事故仍时有发生。因此，汽车安全性已经成为汽车工业发展中不可忽视的领域。汽车制动系统是保障汽车安全性的最重要组成部分，同时其性能好坏与否也是衡量汽车安全性的重要指标。本次毕业设计将通过设计一个汽车制动器，来系统地了解和学习汽车制动系统。本文首先对汽车制动系统的作用和工作原理进行简要的说明，通过比较各种类型汽车制动器结构的优势和不足，确定要设计的制动器的结构形式。然后，理论分析了汽车制动系统制动时汽车的受力情况、制动力分配和制动

5、器制动力矩等。接下来，以某国产轿车的整车参数为基础，设计计算了制动器的制动盘、制动衬块、制动钳等主要部件，并运用UG软件对这些部件进行三维建模。最后，利用ABAQUS有限元分析软件对制动盘进行了温度场和热应力分析，确保了制动盘满足设计要求。关键词：制动器, 制动力分配,三维建模,有限元分析Design and Analyze of Automobile BrakeABSTRACTGetting nowadays of the automotive industry, the power performance of the automobile has been able to meet th

6、e requirements of most of the road conditions and transportation capacity. However, the car accident still occurs frequently. Therefore, the safety performance of automobile has become an important area of the development of automobile industry. The braking system is the most important part of the a

7、utomobile safety, and the performance of the automobile is the important indicator of the safety of automobile. This graduation design will design a car brake in order to understand and learn automobile braking system.In this paper, the brake system of the automobile is briefly introduced, and throu

8、gh comparing the advantages and disadvantages of various types of car brake structure, determine the form of the brake. Then, the braking system of the automobile is analyzed, such as the mechanical condition, the braking force distribution and the brake torque of the brake. Next, based on a domesti

9、c automobiles parameters ,it will design and calculate of the main components of the brake, such as brake disc, brake lining block, brake calipers, and use UG software to model these components. At last, the thermal stress and temperature field of the brake disc is analyzed by ABAQUS finite element

10、software to ensure that the selected materials meet the design requirements of the brake disc.Key words: brake，braking force distribution ,three-dimensional modeling，finite element analysis汽车制动器的设计与分析1 引言1.1 课题的来源、意义2010年中国汽车工业协会公布的报告显示，中国汽车生产和销售量提前5-6年超过美国，成为了世界最大汽车消费市场。据预测，到2020年中国汽车生产量将达到两千万辆左右，并

11、且当中两成产品将出口到世界各地。以上这些数据说明，越来越多人拥有汽车，汽车已成为日常生活中必不可少的交通运输工具，并在国民经济增长中起着非常重要的作用。然而，现代城市车流密度日益增大，致使交通事故频频发生，并造成极大的危害。因此，汽车的安全性问题成为了汽车生产商越来越关注的问题，而汽车制动性能作为七大汽车性能指标，其作用就是保障汽车安全性能。汽车制动系统由许多部件组成，制动器是其中必不可少的部件。汽车在行驶过程中需要频繁地操作制动器进行制动，其性能可靠与否对道路安全有着很大影响。综上所述，汽车制动性能是汽车十分重要的性能之一，不断地改进、完善汽车制动系统终究是汽车设计过程中必不可少的任务。通过

12、对汽车制动器的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和锻炼学生利用所学知识分析问题和解决问题的能力。1.2 主要工作内容本文以某国产轿车为设计对象，基于其整车参数设计该轿车的前轮制动器。主要内容有一下几项：（1）对轿车制动系统的作用和工作原理进行说明；（2）对轿车制动器结构形式进行归纳分析，并总结分析鼓式制动器和盘式制动器的优缺点，最终确定本设计所采用的制动器形式；（3）对制动系统进行理论设计计算，分析制动系统性能，并确定制动器的结构参数。（4）运用UG软件对制动器进行三维建模；（5）运用ABAQUS软件对制动器进行有限元分析。2 汽车制动系统2.1 制动系统的作

13、用及工作原理汽车制动系的作用有:一、用来是行驶中的汽车减速或停车；二、控制汽车在下坡行驶时的保持稳定的速度；三、汽车可以在原地或斜坡上静止停驻不动。制动系统一般由能量供应机构、操纵机构、传动机构和制动器等组成。一般的汽车制动系统工作原理可用图2.1，鼓式液压制动系统来说明。制动鼓8被安装在车轮轮毂上随着车轮旋转运动，通常制动鼓的工作面是其内圆面（少数外束型鼓式制动器为外圆面为工作面）。制动底板11被安装在车架上，不随车轮转动，两个圆弧形的制动蹄10下端通过两个支撑销12安装在制动底板上，并可以绕支撑销转动。摩擦片9镶嵌在制动蹄的外表面。制动时，制动踏板1被踩动，带动推杆2推动主缸活塞3挤压主缸

14、4中的油液，油液通过管路5到达制动轮缸6，使制动轮缸中液压增大推动中东轮缸中活塞运动，并带动制动蹄绕支撑销转动。这样，制动鼓内圆面与制动蹄外圆面上的摩擦片摩擦，从而产生与车轮转动方向相反的摩擦力矩，使制动鼓减速并带动车轮减速。图2.1 制动系统工作原理示意图2.2 汽车制动器类型制动器是制动系统中使汽车制动减速的主要部件，它产生阻碍车轮旋转运动或运动趋势的力矩。大多数的汽车制动器的原理都是制动器中的旋转元件与固定元件挤压摩擦，从而产生令旋转元件产生制动力矩，使旋转元件的角速度减小。同时由于地面与车轮的附着条件，使地面产生对车轮的制动力以使汽车减速。现代汽车主要使用鼓式或盘式这两种摩擦制动器制动

15、器，其产生制动力矩的方式是由制动器内的固定元件与旋转元件工作表面的相互摩擦而产生。因此，本次毕业设计也将选择设计摩擦式制动器。鼓式和盘式制动器作为车轮制动器的结构形式有很多种而且各有特点。2.2.1 鼓式制动器内张型鼓式制动器的工作表面为制动鼓的内侧表面，这种制动器被广泛地运用在各类汽车上，而外束型鼓式制动器的工作表面是制动鼓外侧圆柱面。此外，鼓式制动器还可以按制动蹄的推动方式分类可分为轮缸式制动器、凸轮式制动器、楔式制动器。而轮缸式制动器被使用得最广泛，其主要分类如下：（1）领从蹄式制动器领从蹄式制动器（图2.2a）(图2.2b）的两个制动蹄的支承点都在两个制动蹄的下端。领从蹄式制动器的制动

16、效能及制动效能稳定性与其他形式的鼓式制动器比较在中等水平。然而，由于无论在车前进还是倒车时，制动性能都不改变，并且其结构相对简单，成本较低，有利于安装驻车制动机构，因此这种结构的制动器更适于中重型货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。（2）单向双领蹄式制动器单向双领蹄制动器（图2.2c）的两个制动蹄的支承点在两制动蹄的不同端。单向双领蹄制动器的正向制动效能优势突出，但是，在倒车制动时，则变成双从蹄式，使制动器制动效能大大降低。单向双领蹄式制动器通常作为前轮制动器而用于中级轿车。由于这种结构的制动器有两个轮缸，在空间上很难添加驻车制动机构。 （3）双向双领蹄式制动器双向双领蹄式制动器（图2.

17、2d）的结构特点是两个制动蹄没有固定的支承点是浮动的，即两个制动蹄的两端都各自连接着轮缸活塞，并靠两个活塞张开蹄片。因此，无论汽车前进或倒退制动，双向双领蹄式制动器的两个制动蹄始终是领蹄，所以其拥有高效且稳定的制动效能。这种结构的制动器适用于中轻型汽车的前、后车轮。但用作后轮制动器时，后轮不能直接装设驻车制动机构，要另外设置中央制动器。（4）双从蹄式制动器双从蹄式制动器的两个制动蹄都有一个不在同一端的支承点，而且支承点的位置为双领蹄式制动器的刚好相反。各有两个活塞的两个制动轮缸推动制动蹄张开。双从蹄式制动器的制动器效能最低，但制动效能稳定性最好，一般汽车好少使用这种形式的制动器。 （5）单向增

18、力式制动器单向增力式制动器（图2.2e）的两个制动蹄只有其中一个有一个支承点，另一个是浮动的，并由推杆把两个制动蹄的下端连接在一起。单向增力式制动器以一个单活塞的轮缸来产生推力张开制动蹄。单向增力式制动器的制动效能是最高的，但其制动效能稳定性低。因此这种制动器仅作为汽车的前轮制动器而用于少数中轻型货车和轿车上。（6）双向增力式制动器双向增力式制动器（图2.2f）制动时，两制动蹄上端部有一个不同时使用的共用支承点，支承点下方安装了一个有两个活塞的制动轮缸用于推动两制动蹄，两制动蹄的下端由一个推杆连接。双向增力式制动器能产生很大的制动力矩但制动效能稳定性差，并且无论前进还是倒车制动，其制动效果都不

19、变。这种制动器常被用作汽车的中央制动器。图2.2 鼓式制动器示意图2.2.2 盘式制动器盘式制动器可分为钳盘式和全盘式。（1）钳盘式制动器钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动衬块，旋转元件为制动盘。制动衬块装在制动钳中，而制动钳又安装在车轴上，不随车轮转动。制动盘与制动衬块发生摩擦的面积很小，制动衬块在制动盘上的中心角一般在30度50度，钳盘式制动器还可以分为以下两种：（一）固定钳式固定钳式的制动钳在制动盘的两边都设计有制动轮缸，其被安装在车轴上，不随车轮转动。制动时，仅两制动轮缸中活塞推动的制动衬块向制动盘移动。（二）浮动钳式浮动钳式盘式制动器又可以分为滑动钳式和摆动钳式。滑动钳式：这种结构的制

20、动钳只有内侧的一端设有制动轮缸，这一侧的制动衬块是可移动的，外侧制动衬块被固定安装在制动钳体上。其最大的特点是制动钳体可以在制动盘的轴向方向上作一定的移动。制动时，内侧制动衬块被活塞推动并压向了制动盘。在反作用力作用下，制动钳连同外侧的制动衬块压向制动盘的另一侧，直到外侧与内侧制动衬块的压紧力相等。摆动钳式：这种结构盘式制动器只有一侧设有制动轮缸，制动钳体与车轴上的固定支座连接。制动钳运动的方式与滑动式的相比从滑动变成了在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，这样制动衬块的磨损是不均匀的。因此，通常会把制动衬块设计成楔形。（2）全盘式制动器全盘式制动器在制动时各摩擦表面都可以相互接触。这是因为全盘式

21、制动器的旋转元件及固定元件都设计成圆盘形，其作用原理如同普通汽车的离合器，因此这种制动器又称为离合器式制动器。2.3 汽车制动器的结构2.3.1 鼓式制动器的结构一般的鼓式制动器主要由制动底板、制动蹄、制动鼓、回位弹簧、制动轮缸、支承销、调整凸轮等零部件组成。制动底板被固定地安装在车轴上面。制动底板上装有制动蹄、制动轮缸、回位弹簧、定位销。汽车制动时产生摩擦力矩由制动底板承受。每个鼓式制动器都装有两个制动蹄，在制动蹄的外圆面上又装有摩擦衬片。制动鼓被安装在轮毂上，是旋转元件，并随车轮旋转运动。2.3.2盘式制动器的结构盘式制动器主要组成部件有制动轮缸、制动盘、制动钳、支架、制动衬块、油管等。盘

22、式制动器的制动盘被固定安装在汽车的传动轴上，随车轮转动。制动钳体安装固定在车轴上，而制动轮缸通常被设计在制动钳体内。制动衬块分别安装在制动钳体内的两侧，制动盘在两制动衬块的中间，并与两制动衬块间留有一定的间隙。2.4 鼓、盘式制动器的比较分析及选型相对于鼓式制动器，盘式制动器的优势有一下几点：（1）热稳定性好。作用在盘式制动器制动衬块的表面压力比鼓式制动器制动蹄的更均匀。鼓式制动器的制动鼓与制动蹄摩擦受热，使制动鼓温度升高并膨胀，制动鼓内径变大，使制动鼓与制动蹄的间隙变小，制动鼓只能与制动蹄的中部接触，使制动蹄的制动效能降低。而制动盘的膨胀有限，故其性能稳定。（2）水稳定性好。盘式制动器的制动

23、衬块对制动盘的压紧力较大，致使其单位压力较高，即使制动盘沾水，也很难渗入到制动衬块与制动盘的间隙中；同时，又由于制动盘高速旋转，在离心力作用下和制动衬块的擦拭作用，入水后制动器效能也很容易恢复。（3）盘式制动器产生的制动力矩与汽车本身的运动方向没有关系。（4）盘式制动器设计双回路制动系统比鼓式制动器容易，双回路制动系统能有效地调高制动系统的安全性和可靠性。（5）盘式制动器整体的质量和尺寸都较小，并且制动盘的散热良好。（6）由于作用在制动衬块上的压紧力较大且压力分布比较均匀，故制动衬块的磨损也更均匀。（7）更换制动衬块简单方便。（8）制动协调时间短，这是因为制动衬块与制动盘间的间隙比鼓式制动器中

24、制动鼓与制动蹄的间隙短。（9）易于实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点：（1）由于制动盘基本完全暴露在外面，因此，其很难防止尘污粘在制动盘上。制动盘比较容易锈蚀。（2）如果要在盘式制动器上加装驻车制动器，需要设计的手驱动机构比较复杂。（3）盘式制动器由于需要较大压紧力，所以其驱动的机构必须安装助力器。（4）盘式制动器的制动衬块工作面积比鼓式制动器的摩擦工作面积小，因此衬块的磨损较快，使用寿命短，需要使用高性能的材料。综上所述，盘式制动器作为乘用车的前轮制动器上比鼓式制动器更加有优势。因此，本次设计也将选用盘式制动器。盘式制动器中的浮动钳式制动器仅在靠车轮的一侧设置有制动轮缸，故制动器整体的轴

25、向尺寸小；由于只有一个制动轮缸，所以制动器道只要设计在制动轮缸的这一侧，并且制动轮缸冷却条件好；成本低；浮动钳的制动衬块除了作为行车制动装置还可以用作驻车制动装置。因此，选用液压浮钳式盘式制动器。3 制动系统的理论分析3.1 制动时车轮的受力情况汽车制动时，车轮受到三个力的作用。分别为：地面制动力、制动器制动力和附着力。3.1.1 地面制动力地面制动力是车轮与地面接触过程中，地面作用于车轮上的制动力，即存在于地面与轮胎摩擦过程中所产生的摩擦力。常用Fxb表示地面制动力，地面制动力的方向与汽车行驶方向相反。地面制动力由两个摩擦力决定：一是汽车制动器中制动衬块与制动鼓（制动盘）摩擦副间的摩擦力，另

26、一个是车轮与路面摩擦副间的摩擦力。汽车总的地面制动力与前后轴车轮的地面制动力的关系为： Fxb=Fxb1+Fxb23.1.2 制动器制动力车辆制动过程中，轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力即为制动器制动力，常用F表示。制动器制动力的大小与踏板力成正比，随踏板力的增大而增大，且与类型结构、摩擦系数及车轮滚动半径有关。汽车总的制动器制动力与前后轴车轮的制动器制动力的关系为： F=F1+F2制动器制动力与地面制动力的方向相反，当车轮没有被抱死时，制动器制动力与地面制动力的大小也相等。3.1.3 附着力附着力表示车轮与地面附着情况，其大小等于汽车总质量乘以路面附着系数的值，即F=Fz ，其中Fz表示车

27、轮法向反作用力，表示路面附着系数。3.1.4 地面制动力、制动器制动力与附着力的关系汽车制动时，忽略车轮边滚边滑的情况，车轮只有滚动或抱死的情况。当制动刚开始时，当制动踏板力不大，则制动器产生的摩擦力矩也不大，此时地面制动力的产生的力矩大于制动器产生的摩擦力矩，使还可以滚动。显然，当车轮还处于滚动的状态时，地面制动力Fxb总是等于制动器制动力F，此时，地面制动力与制动器制动力随制动踏板力增大而增大，但是它们的值不能超过附着力F。随着制动进行，制动踏板力继续增大，当地面制动力Fxb和制动器制动力F达到附着力的值时，因为地面制动力的大小取决附着条件，此时，地面制动力Fxb不再随制动踏板力的增大而增

28、大，其值达到最大，最大地面制动力Fxbmax=F，前、后车轮抱死并拖滑。而制动器制动力F不受附着条件的影响，其值可随制动踏板力的增大继续增大。三者关系如图 3.1所示：图3.1 制动过程中地面制动力、制动器制动力及附着力的关系3.2 制动力分配系数对一般汽车而言，当汽车的制动器制动力足够时，制动过程可能会发生的情况有一下几种：（1）前轮比后轮先抱死拖滑；（2）后轮比前轮先抱死拖滑；（3）前、后轮同时抱死拖滑。从汽车理论中可知，第一种情况属于稳定工况，但汽车在制动时不能控制汽车方向，附着条件利用效率低；第二种情况属于不稳定工况，后轴车轮容易发生侧滑情况，附着利用率也低；第三种情况后轴车轮不会侧滑

29、，并且只有在最大制动强度下，前轮才会使汽车丧失转向控制能力，附着条件利用率较好。3.2.1 地面对车轮的法向反作用力图3.2是汽车制动时的受力情况。这里的理论分析假设汽车的滚动阻力力矩、空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力矩为零。此外，如只考虑汽车车轮纯滚动的过程。对前、后轮接地点取力矩得:图3.2 汽车受力分析图Fz1L=Gb+mdudthg.(3.1)Fz2L=Gb+mdudthg.(3.2)Fz1地面对前轮的法向反作用力，N；Fz2地面对后轮的法向反作用力，N；G汽车重力，N；a质心到前轴中心线的距离，mm；b质心到后轴中心线的距离，mm；m汽车质量，kg； hg汽车质心高度，mm；

30、dudt汽车减速度，m/s2；令dudt=zg，z称为制动强度，代入式（3.1）（3.2）则：Fz1=G(b+zhg)/L(3.3)Fz1=G(a-zhg)/L(3.4)假设无论汽车在任何附着系数的路面上制动，前、后轮都同时抱死或分别先后抱死，此时Fxb=F=G 或 dudt=g。则地面对车轮的法向反作用力：Fz1=Gb+hgL(3.5)Fz2=Ga-hgL(3.6)3.2.2 理想制动力分配曲线由汽车理论中可知，汽车前、后轮同时抱死时，汽车对附着条件的利用情况和汽车制动时的方向稳定性在三种工况中是最好的。此时用理想的前、后制动器制动力分配曲线表示前、后轴制动器制动力的关系，简称I曲线。汽车制

31、动时满足两个条件时，则前、后车轮同时抱死：第一，汽车总的制动器制动力之和与整车附着力相等；第二，前、后轮制动器制动力分别与前、后轮的附着力相等，即：F1+F2=GF1=Fz1F2=Fz2 （3.7）F汽车总制动器制动力，N；F1前制动器制动力，N；F2后制动器制动力，N；将式（3.5）（3.6）代入（3.7）得： F1+F2=GF1F2=b+hga+hg(3.8)消去变量，得：F2=12Ghgb2+4hgLGF1-Gbhg+2F1(3.9)根据式(3.9)可画出理想的前、后轮制动器制动力分配曲线（I线）。3.2.3 实际制动力分配曲线实际上，当汽车没有安装制动力调节装置时，汽车前、后轴制动力的

32、比值几乎都为一个固定值。通常用前轮制动器制动力与汽车总制动力的比值来表示实际制动器制动力的分配情况，这个比值称为制动力分配系数，常用表示。 =F1F=F1F1+F2 （3.10）则前、后制动器制动力的关系可写成： F1F2=1-(3.11)若用F2=B(F1)表示，则F2=B(F1)为一条直线，则此直线为斜率tan=1-的正比例直线，这条直线即为实际前、后轴制动器制动力分配曲线，称为曲线。3.2.4 同步附着系数同步附着系数o为实际前、后轴制动器制动力分配曲线与理想前、后轴制动器制动力分配曲线的交点所对应的附着系数。同步附着系数表示，当汽车的前、后制动器制动力为固定比值时，要使前、后车轮同时抱

33、死，只有在同步附着系数的路面上制动。同步附着系数可用解析法求得。以式（3.8）代入（3.11）可得： 1-=b+ohga-ohg（3.12）整理得： o=L-bhg (3.13)3.3 制动器制动力矩的计算假设制动器摩擦副摩擦表面接触良好，且摩擦表面各处受力分布均匀，则制动器的制动力矩为： M=2fFOR (3.14) f摩擦因数 FO单侧制动衬块对制动盘的压紧力，N R作用半径，mm取R等于平均半径Rav或有效半径Re图3.3 制动衬块作用半径计算用图如图3.3所示，平均半径Rav为： Rav=R1+r12（3.15） R1制动衬块的内半径，mm； r1制动衬块的外半径，mm。有效半径Re的

34、计算公式为： Re=431-m1+m2Rav（3.16）其中: m=R1r1应指出，如果m过小，则制动衬块的宽度过大，制动衬块外半径和内半径的摩擦面上速度差距就会过大，造衬块的磨损不均匀，则上述计算方法就不适用了。因此，m值一般不应小于0.65。3.4 制动效能因数制动效能因数K用来衡量制动器的效能。制动效能因素可定义为制动盘或制动鼓有作用半径上所产生的摩擦力与输入力（压紧力或张开力）的比值，即：K=TfFR(3.17)Tf制动器的摩擦力矩，N/m；F输入力，一般取决两个制动衬块的压紧力，N；R制动盘的作用半径，mm。制动盘在作用半径上所受的摩擦力：Ff=2f1F（3.18）F制动衬块对制动盘

35、的压紧力，N；Ff制动盘所受摩擦力，N；f1摩擦系数。如图3.4所示，得出钳盘式制动器的制动效能因数为： K=FfF=2f1(3.19)图 3.4 制动钳与制动盘的受力图3.5 坡道驻车计算驻坡效能通常用来表汽车在坡道上的驻车能力，用汽车在良好路面上一直能够停驻的最大坡度来衡量。假设坡道的倾斜角为，则在该路面的坡度tan*100%。图3.5所示为汽车在上坡路停驻是的受力示意图。图 3.5 汽车在上坡路停驻受力图可得出汽车上坡驻留时后轮的附着力为：FZ2=magLacos+hgsin (3.20)同理可求出汽车在下坡驻留时的后轮的附着力为：Fz2=magLacos-hgsin (3.21)由于后

36、轮附着力与地面制动力相等，则： magLacos+hgsin=magsin(3.22)可求得汽车在上坡可以停驻的极限角为：=arctan(aL-hg)(3.23)汽车在下坡可以停驻的极限角为： =arctan(aL+hg)(3.24)4 制动系的设计计算4.1 整车参数4.1.1 制动器设计基本参数在汽车制动器的设计中需要用到的参数有：汽车轴距L；车轮滚动半径re；汽车空、满载时的总质量ma,ma；前轴负荷G1,，G1；后轴负荷G2,，G2；空、满载时的质心位置：质心高度hg,，hg、质心距前轴距离a,，a、质心距后轴距离b,，b；汽车轮胎规格等。某国产轿车相关参数如下表4.1：表 4.1 整

37、车基本参数项目整车质量（kg）前轴载荷(N)后轴载荷(N)质心高度(mm)质心距后轴距离(mm)轴距(mm)车轮滚动半径(mm)空载116066050048013092500318满载154080673346014234.1.2 地面制动力本文假设该轿车常用路面附着系数为=0.75。根据前文对汽车制动系统的理论分析，汽车制动时地面作用于前、后轮的法向反作用力可用式（3.5）（3.6）来计算，即：Fz1=Gb+hgLFz2=Ga-hgL(4.1)可得出，汽车空载制动时，地面对前、后车轮的法向反作用力为：Fz1=8115.93NFz2=3263.67N汽车满载制动时地面对前、后轮的法向反作用力为：

38、 Fz1=9995.06NFz2=5112.34N因为地面附着力为： F=Fz故空载时附着力为： F1=6086.95NF2=2447.75N满载时，附着力为： F1=7496.29NF2=3834.26N前文已讨论得出最大地面制动力Fxbmax=F=Fz，则可得出汽车空载制动时的前、后轮的最大地面制动力为： Fxb1=F1=6086.85NFxb2=F2=2447.75N 满载时，前、后最大地面制动力为： Fxb1=F1=7496.29NFxb2=F2=3834.26N又因为制动力矩M=Fxbre，故汽车空载制动时前、后轮所需制动力矩为： M1=1935.65 NmM2=778.38 Nm

39、满载时前、后轮所需制动力矩为： M1=2383.82 NmM2=1219.29 Nm4.1.3 驻车能力计算前文已经讨论了汽车在上下坡道时的极限坡度角的计算方法，由式（3.22）可求得汽车空、满载时在上坡可以停驻的极限角为： 空=20.68o满=22.51o由式（3.23）可求得汽车空、满载时在下坡可以停驻的极限角为： 空=15.77o满=17.43o由坡度i=tan100%，可得汽车空、满载时在上坡可以停驻的极限坡度为： i空=37.75%i满=41.44%汽车空、满载时在下坡可以停驻的极限坡度为： i空=28.24%i满=31.40%从计算结果可以看出，该轿车的极限停驻坡度均大于20%，满

40、足我国法规要求。4.2 制动器主要参数确定4.2.1 制动盘直径为了减小制动钳对制动衬块的夹紧力，应增大制动盘的有效半径Re。因此，制动盘直径D应尽可能大，从而有助于降低制动衬块的单位压力和工作温度。然而制动盘直径取决于轮辋直径，其直径通常为轮辋直径的70%-79%。D=70%79%Dr（4.2）Dr轮辋直径，mm。其中根据车轮的滚动半径，可知轮辋直径Dr=14 in=355.6 mm，则制动盘直径的取值范围为： D=248.92-280.92mm故初选制动盘直径D为280mm。4.2.2 制动盘厚度制动盘厚度h应适当选取，因为其厚度的大小影响着制动盘的质量和温升。制动盘厚度太大，则使制动盘的

41、质量太大。制动盘厚度太小，则制动盘的温升严重。制动盘可以制成实心的或者空心的（有利于散热）。一般情况下，根据制动盘的结构形式采取不同的厚度，实心的制动盘厚度常取10-20mm；通风式制动盘厚度常取20-50mm，而通风式制动盘的厚度在实际中通常采用的是20-30mm。本设计初步选用实心式的制动盘，制动盘厚度取16mm。4.2.3 制动衬块外半径与内半径一般推荐，制动衬块的外半径R2与内半径R1的比值R2R11.5，如此比值太大，制动时制动衬块的内、外缘圆周速度差异较大，致使磨损不均匀，衬块与制动盘的接触面积减小，制动力矩的变化波动大。 在前一小节应经选定了制动盘的直径D为280mm，故可以初步

42、确定制动衬块的外半径为： R2=D2=140 mm由于 R2R1 1.5则 R193.3mm初步取内半径R1=95 mm4.2.4 制动衬块的工作面积制动衬块的工作面积A的选取，与制动器制动衬块单位面积占有的汽车质量有关，一般推荐制动器制动衬块单位面积所占有的汽车质量最适宜在1.6-3.5kg/cm2范围内选定。由前文可知，该轿车满载制动时，地面对前轮的法向反作用力为： Fz1=Gb+hgL=9995.06 N由 Fz14gA=1.63.5 kg/cm2则： A=72.78 cm2159.28 cm24.3 制动器主要结构零件设计4.3.1 制动盘制动盘一般可由摩擦性能良好的珠光体灰铸铁或者钢

43、材制成，为了保证有足够的强度和耐磨性能，灰铸铁的牌号不应低于HT250。用于钳盘式制动器的制动盘结构形状为礼帽形，其尺寸大小需要根据整个制动器、车轮及车轴的尺寸决定。为了制动盘更好地散热，部分盘式制动器的制动盘做成空心的通风盘，可是制动盘的散热效果得到明显的提升，但盘的整体厚度也会大大增加。4.3.2 制动钳可锻铸铁有较好的铸造性能，进行热处理后强韧性能好，因此选用可锻铸铁KHT370-12作为制动钳的材料。本次确定制动钳做成整体式的。为了方便制动钳和制动衬块的检查与维修在制动钳外缘设计出开口。制动油缸加工在制动钳体内侧一端。活塞的开口端部加工成阶梯状，便于安装密封圈和防尘罩。活塞用铸铝合金或

44、钢制造，并对活塞表面镀铬以提高其耐磨性制动钳安装车轴之后，这有助于减小制动时轮毂轴承的合成载荷。 4.3.3 制动衬块制动衬块由背板和摩擦衬块两部分组成，两者直接压嵌在一起，并加工成扇形。背板面积应能使活塞应能压住尽，以降低制动时的噪音。制动衬块受到单位压力大，制动时温度会变得很高，磨损较快。轻型汽车的制动衬块厚度在7.5-16mm，本次设计选取制动衬块的厚度为16mm。4.4 制动轮缸的设计计算轮缸直径计算公式为：d=4Fop(4.3)Fo制动轮缸对制动衬块作用的压紧力，N；d轮缸直径，mm；p制动管路压力，MPa。制动管路压力一般不会超过10-12MPa，对于盘式制动器来说可能会更高,故取

45、制动管路压力为13MPa。轮缸直径d应在HG2865-1997标准规定的尺寸系列中选取,具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。4.4.1 盘式制动器的压紧力计算前文已经分析得出，盘式制动器的制动力矩为：M=2fFOR(4.4)f摩擦因数FO单侧制动衬块对制动盘的压紧力，NR作用半径，mm其中作用半径R可选用平均半径或有效半径，把整车参数代入式（3.15）、（3.16）可计算得出，平均半径Rav=117.5mm，Re=118.92mm。由前文可知，该轿车满载抱死时，前轴所需的制动力矩为M1=2383

46、.82 N*m，则前轴单个车轮所需制动力矩为： M1=M12=1191.91 N*m后轴所需的制动力矩M2=1219.29 N*m，则后轴单个车轮所需制动力矩为： M2=M22=609.65 N*m故由式（4.4）制动器前、后轴抱死时制动衬块所需压紧力为： F1=14318.27 NF2=7323.65 N4.4.2 制动轮缸的直径和容积根据式（4.3），可计算的出前、后轮轮缸直径为： d1=37.45 mmd2=26.78 mm从标准系列中选取 d1=38 mmd2=28 mm一个轮缸的工作容积为：Vm=41nd2(4.4)Vm轮缸工作容积，mm3n轮缸活塞数目，取n=1单个轮缸活塞的最大行

47、程，取=2mm则前轴轮缸总工作容积为： V1=2*41nd12*2=9072.92mm3后轴轮缸总工作容积为： V2=2*41nd22*2=4926.01mm3假设m为轮缸的数量，则四个轮缸的工作容积一共是： V=1mVm(4.5)则前、后轴四个轮缸的总工作容积为： V=V1+V2=13998.94mm34.4.3 制动主缸直径与工作容积在得出四个制动轮缸的总工作容积V后，可计算的出制动主缸的工作容积为： VO=V+V (4.6)VO制动主缸工作容积，mm3V制动软管的变形容积，mm3。对于乘用车VO=1.1V，则VO=15398.83 mm3。若令主缸活塞行程为SO，活塞直径为do，则 VO=4do2SO（4.7)SO主缸活塞行程，mmdo主缸活塞直径，mm一般情况下主缸活塞直径与活塞行程的关系为： SO=（0.8-1.2）do（4.8）主缸的直径do应符合QC/T3111999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。得出，do=28mm，SO=28mm。4.5 汽车的性能指标4.5.1 制动力分配曲线若令p1、p2分别表示前、后制动轮缸液压压力，由于p1=p2。假