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1、沈陽理工大學學士學位論文摘 要轎車的設計與生產涉及到了很多的領域，其安全性、經濟性、動力性的相關指標，對設計提出了較高要求。轎車制動系統(tǒng)是轎車正常行駛的重要主動安全系統(tǒng)，其性能的好壞對轎車的正常行駛安全有著重要影響。伴隨著轎車行駛速度和路面復雜程度的變化，迫切需要更高性能的制動器。由于制動系統(tǒng)的重要性，本次設計的主要目的是轎車制動器的結構類型設計。本文從制動系統(tǒng)的作用和設計的要求出發(fā)，對各種樣式制動器的優(yōu)缺點進行了比較，并依據已給的設計參數，進行方案分析驗證及校核。得出，轎車的前后輪均采用浮鉗盤式制動器。在此基礎上，選擇了真空助力式伺服制動系統(tǒng)和雙管路系統(tǒng)，選用了間隙自動調節(jié)裝置。依據設計和計

2、算出的數據，分別用AUTO CAD和CATIA軟件繪制出了該制動器的二維圖和三維建模。關鍵詞： 制動器；設計；建模ABSTRACTThe design and production of cars involved a lot of fields, the safety, economy and power of the relevant indicators, the design of a higher demand. Car braking system is an important active safety system, and its performance has impor

3、tant influence on the normal running safety of the car. Along with the change of the speed of the car and the complexity of the road surface, it is urgent to need a better performance of the brake. Due to the importance of the braking system, the main purpose of this design is to design the structur

4、e type of the car brake. In this paper, the advantages and disadvantages of various styles of brake are compared, based on the function and design requirements of the braking system, and the design parameters are given. It is concluded that the floating caliper disc brake is used in the front and ba

5、ck wheels of the car. On this basis, the selection of vacuum assisted brake servo system and dual system, use the automatic clearance adjustment device. According to the design and calculation of the data, respectively, using CAD AUTO and CATIA software to draw the two-dimensional map and three-dime

6、nsional modeling of the brake.Key words: brake; design; modeling 目錄摘 要.I1 緒論.11.1課題研究的目的及意義.11.2轎車制動器的發(fā)展狀況.12 研究課題簡介.32.1課題主要內容.32.2課題研究方案.32.3本章小結.43 制動器的結構形式.53.1制動系統(tǒng)的基本概念.53.2鼓式制動器結構形式簡介.63.3盤式制動器結構形式簡介.83.4盤式制動器的優(yōu)缺點.93.5該轎車制動器結構的最終選擇.93.6本章小結.104 制動器主要參數及其選擇.114.1制動力與制動力分配系數. 114.2同步附著系數.154.3制動

7、強度和附著系數利用率.164.4制動器最大制動力矩.174.5制動器因數.184.6盤式制動器主要參數的確定.194.7本章小結.205 制動器的設計計算.215.1摩擦襯塊的磨損特性計算.215.2制動器的熱容量和溫升核算.225.3盤式制動器制動力矩的計算.235.4駐車制動計算.245.5本章小結.256 制動器主要零部件的結構設計.266.1制動盤.266.2制動鉗.266.3制動塊.276.4摩擦材料.276.5制動輪缸.286.6制動器間隙.286.7本章小結.297 制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算.307.1 制動驅動機構的結構型式選擇.307.2 制動管路的多回路系統(tǒng).3

8、27.3 液壓制動驅動機構的設計計算.337.3.1制動輪缸直徑與工作容積.337.3.2制動主缸直徑與工作容積.347.3.3制動踏板力與踏板行程.357.3.4制動主缸.367.4 本章小結.368 CATIA建模.378.1CATIA軟件.378.2繪制的主要CATIA零件圖.38結 論.40參考文獻.41致 謝.43附 錄A.44附 錄B.53711 緒論1.1 課題研究的目的及意義轎車的構設和產出涉及到許多范圍，對構設提出了更高的要求。轎車制動相關的系統(tǒng)是轎車行駛的重要系統(tǒng)，其職能的好壞對汽車的正常行駛有著重要影響。跟著轎車的速率和路面境況變化，須要高效能、長命的制動器。其效能的好壞

9、對轎車的行駛有著巨大影響。轎車是當代用得最多的交通器材。轎車制動系是轎車底盤上的一個主要系統(tǒng)，目前，汽車所用的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式制動器和盤式制動器兩大類1。盤式制動器被普遍使用。但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故低端車一般還是使用前盤后鼓式。汽車制動過程實際上是一個能量轉換過程，它把汽車行駛時產生的動能轉換為熱能。高速行駛的汽車如果頻繁使用制動器，制動器因摩擦會產生大量的熱量，使制動器溫度急劇升高，如果不能及時的為制動器散熱，它的效率會大大降低影響制動性能，出現(xiàn)所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象。它是制約汽車運動的東西，而制動器又是制動部分直接作用轎車的一個部

10、分，因而它是汽車上最重要的安全件。轎車在過程中要多次進行制動，因為制動部分的好壞直接關系到安全，所以制動部分對轎車是十分重要的，改造轎車的制動效能終究是轎車設計制造機構的重要任務。1.2 轎車制動器在國內外的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢現(xiàn)在，車輛主要還是采用盤式和鼓式制動器的組合形式。雖然盤式制動器的使用經濟性現(xiàn)在有所提高，但是與鼓式制動器比起來還是貴得多。當然，氣壓盤式制動器的性能更優(yōu)越，內襯的使用壽命更長，維修間隔和保養(yǎng)技術也進一步提升。摩擦材料現(xiàn)在更大程度的向有機材料類型轉變，這對盤式制動器的發(fā)展來說是一個契機，可以使得氣壓盤式制動器在更高的溫度下運行，而鼓式制動器材料是不能承受這樣的溫度的。鼓式制動

11、器的發(fā)展已經達到了最高限度。因此，汽車制動器未來的發(fā)展重點是浮鉗式盤式制動器。尤其在前輪安裝的通風盤式制動器又是發(fā)展重點。另外，作為需要在增大制動力的一種制動產品，雙盤式制動器在商用車應用的氣壓式雙盤式制動器將是未來發(fā)展的方向。在后輪盤式制動器中，帶駐車制動器功能的盤中鼓式制動器將是未來發(fā)展的一種趨勢。隨著BBW技術的發(fā)展，盤式電動制動器是未來發(fā)展的重點方向。在材料選擇方面：80年代之前，國內外都主要采用有石棉樹脂型摩擦材料用于汽車制動，但因石棉摩擦產生有毒粉塵吸入人體后對肺產生影響，以及產生環(huán)境污染，同時在高速、高溫下，石棉材料的強度、摩擦系數、耐磨性能等均下降，因此，汽車制動系無石棉化已是

12、一種必然的發(fā)展趨勢。國外從70年代就開始禁止采用石棉用做制動材料，我國在1999年修改的GB12676-1999法規(guī)也明確規(guī)定“2003年10月1日之后，制動襯片應不含石棉”。目前國際上第三代摩擦材料誕生無石棉有機物NAO片。主要使用玻璃纖維、芳香族聚酰纖維或其它纖維（碳、陶瓷等）作為加固材料。其主要優(yōu)點是：無論在低溫或高溫都保持良好的制動效果，減少磨損，降低噪音，延長剎車盤的使用壽命，代表目前摩擦材料的發(fā)展方向。 目前國內多以半金屬纖維增強復合摩擦材料應用最為普遍。但一些企業(yè)和地方根據本身的特點，也在研究新型摩擦材料，比如由河北工業(yè)大學所承擔的科研項目“替代石棉制品汽車制動摩擦片的研制”中，

13、采用當地的海泡石纖維來研制摩擦材料取得初步成功；西安交大與廣東省東方劍麻集團有限公司聯(lián)合研制采用劍麻作為增強纖維也初步取得成功，據報道該制動器的摩擦系數、磨損率、硬度、沖擊韌性等各項性能均達到國家標準、具有摩擦系數平穩(wěn)、熱恢復性能好、剎車噪音小、使用壽命長、低成本等優(yōu)點。另外，國內還有人研究采用水鎂石做摩擦材料。不同的纖維有不同的優(yōu)缺點，因此研制一種比較符合各種要求的摩擦材料也就成為人們的追求。但不管如何，未來汽車制動摩擦材料必須是環(huán)?；踩?、輕量化以及低成本的原則。 另外，現(xiàn)代汽車制動控制技術正朝著電子制動控制方向發(fā)展。全電制動控制因其巨大的優(yōu)越性，將取代傳統(tǒng)的以液壓為主的傳統(tǒng)制動控制系

14、統(tǒng)。同時，隨著其他汽車電子技術特別是超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，電子元件的成本及尺寸不斷下降。汽車電子制動控制系統(tǒng)將與其他汽車電子系統(tǒng)如汽車電子懸架系統(tǒng)、汽車主動式方向擺動穩(wěn)定系統(tǒng)、無人駕駛系統(tǒng)等融合在一起成為綜合的汽車電子控制系統(tǒng)，未來的汽車中就不存在孤立的制動控制系統(tǒng)，各種控制單元集中在一個ECU中，并將逐漸代替常規(guī)的控制系統(tǒng)，實現(xiàn)車輛控制的智能化。但是，汽車制動控制技術的發(fā)展受整個汽車工業(yè)發(fā)展的制約。有一個巨大的汽車現(xiàn)有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統(tǒng)中來。同時需要各種國際及國內的相關法規(guī)的健全，這樣裝備新的制動技術的汽車

15、就會真正應用到汽車的批量生產中。2 研究課題簡介2.1 課題主要內容題目簡介：別克君威2015款2.0TGS豪情運動版轎車盤式制動器設計；前輪驅動；總長4834mm；總寬1856mm；軸距2737mm；質心位置（滿載）a=1231.65mm,b=1505.35mm；質心位置（空載）a=1094.8mm,b=1642.2mm；質心高度（滿載）hg=550mm；質心高度（空載）hg=600mm；前輪距1585mm；后輪距1588mm；整備質量（滿載）2025kg；整備質量（空載）1660kg發(fā)動機排量2.0L，最大功率187kw/5300r/min，最大轉矩350Nm /20005000r/min

16、；六檔手自一體變速器；最高車速240km/h。依據轎車的技術參數和性能參數，綜合考慮制動器的設計要求，如下：1）具有足夠的制動效能。2）工作可靠。3）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。4）防止水和污泥進入制動器工作表面。5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。7）制動時，制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有還的石棉纖維等物質，以減少公害。8）作用滯后性應盡可能好。9）摩擦襯片應有足夠的使用壽命。10）摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構。11）當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并是使

17、基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。：2.2 課題研究方案1）制動器的結構方案分析及選擇：依據該轎車制動器的要求，計算并選出適合的方案。2）制動系的主要參數有制動力、制動力矩等。3）制動器的設計和計算：依據選擇的方案，計算出制動器的制動因數、摩擦襯塊的磨損特性等內容。4）制動器主零件結構的設計。5）制動驅動機構結構的選擇。6）歸納上述計算部分，用軟件畫出制動器的零件圖和總的裝配圖。2.3 本章小結確定研究課題和研究方案，考慮到制動器的工作狀況，給出了一系列設計要求，例如：工作穩(wěn)定可靠、熱穩(wěn)定性好等條件，3 制動器的結構形式3.1 制動系統(tǒng)的基本概念使行駛中的汽車減速甚至停

18、車，使下坡行駛的汽車的速度保持穩(wěn)定，以及使已停駛的汽車保持不動，這些作用統(tǒng)稱為制動1。汽車上裝設的一系列專門裝置，以便駕駛員能根據道路和交通等情況，借以使外界（主要是路面）在汽車某些部分（主要是車輪）施加一定的力，對汽車進行一定程度的制動，這種可控制的對汽車進行制動的外力稱為制動力；這樣的一系列專門裝置即稱為制動系。這種用以使行駛中的汽車減速甚至停車的制動系稱為行車制動系；用以使已停駛的汽車駐留原地不動的裝置，稱為駐車制動系。這兩個制動系是每輛汽車必須具備的。圖3 1 汽車制動系統(tǒng)組成1-制動助力器； 2-制動燈開關； 3-駐車制動與行車制動警示燈； 4-駐車制動接觸裝置；5-后輪制動器； 6

19、-制動燈； 7-駐車制動踏板； 8-制動踏板；9制動主缸；10-制動鉗；11-發(fā)動機進氣管； 12-低壓管； 13-制動盤3.2 鼓式制動器結構形式簡介鼓式制動器是較早樣式的轎車制動器，在盤式制動器還沒出現(xiàn)的時候，它已用在了各種轎車上。鼓式制動器又有內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種構造型式。內張型鼓式制動器的摩擦零件是一對有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者是安在制動底板上的。車輪制動器的制動鼓都定在輪鼓上。制動時候，制動鼓圓柱內表面與制動蹄外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上生出摩擦力矩，它又稱蹄式制動器。鼓式制動器按蹄片的種類：領從蹄式制動器、雙領蹄式制動器、雙向雙領蹄式制動器、單向增力式制動

20、器、雙向增力式制動器2。下面介紹鼓式制動器的這幾種類型。圖3 2鼓式制動器簡圖（a）領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式（1）領從蹄式制動器如圖2.1（a）(b)所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又

21、稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。（2）雙領蹄式制動器若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2.1(c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動

22、，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。（3）雙向雙領蹄式制動器如圖2.1（d）當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動

23、器用于駐車制動。（4）單向增力式制動器如圖2.1（e）單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。（5）雙向增力式制動器如圖2.1（f）將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制

24、動器。雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。3.3 盤式制動器結構形式簡介盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。圖3.3 鉗盤式制動器示意圖a) 固定鉗時 b) 滑動鉗式 c) 擺動鉗式（1）鉗盤式鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又

25、可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。浮動盤式制動器：浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動。故有滑動和擺動之分，其中滑動應用的較多。它們的制動油缸均為單側的，且與油缸同側的制動塊總成是活動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，

26、活塞推動活動制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩制動塊總成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻(一般約為l mm)后即應更換。這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小。（2）全盤式在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部

27、接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。3.4 盤式制動器的優(yōu)缺點盤式制動器的優(yōu)點：（1）熱穩(wěn)定好。（2）水穩(wěn)定性好，容易把水擠出。（3）尺寸小，質量小，散熱良好。（4）壓力在制動襯塊上的散布的較平均，所以襯塊損壞也平均。（5）更換襯塊簡單容易。盤式制動器的主要缺點：（1）不容易阻止塵污和銹蝕。（2）兼作駐車制動器時，所要附加的手驅動機構不簡單。（3）在制動驅動結構中要有助力器。（4）由于襯塊較小的工作表面，所以損壞快，壽命不高，要用高質量的襯塊。3.5 該轎車制動器結構的最終選擇本次轎車構設，前后輪都用浮動鉗盤式制動器。其中前輪用通風盤

28、，后輪用普通盤，另外后輪上裝駐車制動傳動部分。3.6 本章小結通過比較轎車盤式制動器和鼓式制動器的優(yōu)缺點，選定了把盤式制動器作為轎車的制動器。4 制動器主要參數及其選擇盤式制動器設計的一般流程為：依據構設要求，給的參數，確定整車布置參數。轎車安放參數和制動器構造型式下來定之后，依據有的數據并參照有的同級轎車同種制動器，初步選出制動器的相關參數，并依據這個做制動器部分的設計；再做制動力矩及損壞性能的檢驗，并和要求的參數比照，使它滿足畢設的要求。4.1 制動力與制動力分配系數汽車制動時候，假如不計地面對車輪的轉動阻力矩和轎車轉動質量的慣性力矩，那么任一角速率的輪胎，它的力和力矩的方程是 (4.1)

29、式中：制動器的制動時力矩，它的方向和輪胎運動方向相反，Nm ；地面的制動力，它的方向和轎車運動方向相反，N ；R車輪有效半徑，m 。假設時速v0=100km/h，至汽車停止時速度。剎車距離s=41m。由，得 a=9.4m/s2，F(xiàn)B=15604N由前后輪分配可知：(假設=0.65)前輪的其中一個輪 FB1=1560465%2=5071.3N 后輪的其中一個輪 FB2=1560435%2=2730.7N 因此，由公式（3.1）求得 Tf1=3510Nm； Tf2=1890Nm令 (4.2)它是制動器制動力，在輪胎周圍抵消制動器摩擦產生的力矩，稱作制動周緣力。與的方向相反，當輪胎角速率時候，大小一

30、樣。與制動器的結構樣子、尺寸大小、摩擦部位的摩擦系數和輪胎有效半徑等有關，和制動時的踏板力成正比。在增大踏板力來增大時候，和都變大。但是地面制動力被附著條件所制約，它的大小不會大過附著力，得出 (4.3) (4.4) 式中：輪胎與地面間的附著系數；地面對車輪的法向反力。在制動力及地面制動力和附著力值相等的時候，車輪便被抱死以至于產生圖4.1.1 制動力與踏板力的關系滑移。以后制動力矩展示成靜摩擦力矩，并且與相互抵消來抵抗輪胎在扭轉的周緣力。在角速率=0的時候，地面制動力和附著力的大小相等以后便不變了，但是制動器制動力會伴隨著踏板力的變大而緊接著提高（圖4.1.1）。圖4.1.2制動時的汽車受力

31、圖依據轎車制動時候的著力圖（圖3.2），而且想到制動時候的軸荷向前移動，于是接出地面對前、后軸車輪的法向反力是 (4.5)式中：G汽車所受重力； L汽車軸距；汽車質心離前軸距離；汽車質心離后軸距離； 汽車質心高度； g重力加速度； 汽車制動減速度。算得 Z1=13381N；Z2=3219N汽車總的地面制動力為 (4.6)式中：（）制動強度，；前后軸車輪的地面制動力。由式前面的公式接出前和后軸車輪的附著力是 （4.7）在此取附著系數，因此求得7211N 4409N上式表明：轎車在已知附著系數的路面上剎車時候，前后軸附著力不是常數，而是關于制動強度的復雜函數。在轎車前后車輪制動器的制動力非常充足時

32、候，依據轎車前后軸的軸荷不同，前后車輪制動器制動力的分擔以及附著系數等，制動過程也許會有的三種情形，是(1)前輪先抱死并且拖滑，再是后輪；(2)后輪先抱死并且拖滑，再是前輪；(3)前、后輪同時抱死拖滑。第（3）種情形是被用得最好的。于是有在附著系數的道路上，前后車輪同時抱死的情形為： (4.8)式中：前軸車輪的制動器制動力，；后軸車輪的制動器制動力，；前軸車輪的地面制動力；后軸車輪的地面制動力；，路面對車輪的法向反力；G汽車重力；，汽車質心離前、后軸距離；汽車質心高度。由上面可知前后車輪同時抱死時候，前后輪制動器的制動力，是的函數，得出 (4.9)式中：L汽車的軸距。圖 4.1.3 某汽車的I

33、曲線和曲線將上面得到的結果畫出有關，的圖像，稱為制動器制動力分配曲線，也稱I曲線，如上圖所示。假如轎車前后制動器的制動力可以依據I曲線的分配，便可以確保轎車在附著系數的道路上剎車時，可以使前后車輪同時抱死。其中轎車制動器制動力分配系數為： （4.10）在本次設計的轎車中：由式（3.8）； ; 4.2 同步附著系數由式(4.10)可表達為 (4.11)得出它是一個過原點并且斜率為(1-)/的直線，是轎車現(xiàn)實中制動器制動力分配曲線，稱為線。其中線和I曲線的交點的是同步附著系數。它是轎車制動效能的主要數據，由轎車本身參數決定。同步附著系數的計算公式是：。 解得 當前后制動器制動力為固定比值的汽車，并

34、且附著系數等于同步附著系數的道路，前后車輪制動器會同時抱死。在不同值的道面上剎車時，會有下面情形： (1)當，剎車時會后輪先抱死，它會使后軸側滑從而轎車失去方向穩(wěn)定性。(3)當，剎車時前后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定情形。預防轎車前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，在剎車過程中，在轎車未抱死時的制動減速度，是轎車可能有的最高減速度。研究顯示，轎車在同步附著系數的道路上剎車時，它的制動減速度為du/dtg，得出，q為制動強度。但在別的道路上剎車時，前輪或者后輪將要抱死的制動強度q，這表明在=的路面上，地面的附著條件才能得到充足的運用。附著條件的運用情形需要附著系數利用率顯示： (4.12)算得 =1.3式

35、中：汽車總的地面制動力；G汽車所受重力；制動強度。當=時，=，=1,利用率最高。怎樣選定同步附著系數，對于前后輪制動力分配比確定的轎車剎車系中的非常關鍵的問題。已知轎車總重和質心位置的情形下，它的數值便影響前后制動力的分配比。的選擇與很多因數有關。第一，選擇應在常用道路上。也就是說，如果它是在好的道路上駕駛，那么選的值會高些，相反的話會低些。在緊急制動時，值應高些。如果經常帶掛車駕駛或者經常在山區(qū)行駛，值要取得小一些。另外，的選定也和轎車操縱性、穩(wěn)定性有一定關系。綜合來講，的選擇是一個綜合性的問題。因而，需要多次反復選定。依據以往的經驗，空滿載的同步附著系數和有不同的范圍：轎車：0.650.8

36、0；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。 為了確保轎車剎車時的方向穩(wěn)定性等，聯(lián)合國歐洲經濟委員會(ECE)的制動法規(guī)規(guī)定如下，在不同載荷情形下，轎車在 0.15q0.8之間，其他汽車在0.15q0.3 的之間，前輪均應 能先抱死；在車輪還未抱死的情形下，要滿足 q0.1+0.85(-0.2)。由式（13）可知q=0.77，滿足。4.3 制動強度和附著系數利用率下面再討論一下當=、時的q和。根據所定的同步附著系數，由式（4.10）及式（4.11）得 （4.13）進而求得 （4.14） （4.15）當=時：，故=11620，q=；=1。當時：解得的最大總制

37、動力和前輪剛抱死有關，為。由式（4.6）、式（4.7）、式（4.13）和式（4.15）得 （4.19） （4.20） （4.21）本次畢設轎車的的大小不變，它的值比最大附著系數小。4.4 制動器最大制動力矩確保轎車有好的制動效能和穩(wěn)定性，要合適地選定計算出前后輪制動器的制動力矩的大小。最大制動力是在轎車附著條件被充分發(fā)揮下得到的，這個時候制動力和作用在車輪的法向力,成正比例關系。因為上面可知，兩軸汽車前后車輪同時抱死時的制動力之比是=3.06式中：,汽車質心離前、后軸距離;同步附著系數；汽車質心高度。制動器有的制動力矩為； 式中：前軸制動器的制動力，；后軸制動器的制動力，；前輪上的地面法向反力

38、；后輪上的地面法向反力；車輪有效半徑。當經常在壞的道路上行駛時，它的低車速導致選定了小的同步附著系數的轎車，為了確保在好的道路上能夠制動到后輪使前輪先后抱死（制動強度），前后軸的車輪制動器所能有的最大制動力力矩是：3705N1665N當選定大的同步附著系數的轎車，為了轎車剎車時的穩(wěn)定性，校定每個軸的最大制動力矩。在時候，對應極限制動強度，所以后軸和前軸的最大制動力矩是 (4.22) (4.23)本次畢設選定小的同步附著系數值的轎車，在的好的道路上能使后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前后軸的車輪制動器產出的最大制動力力矩是 （4.24） （4.25）式中：該車所能遇到的最大附著系數制動強

39、度車輪有效半徑4.5 制動器因數上面有制動器因數BF的式子，它表明制動器的效能，是制動器效能因數。它的本質是制動器在單位力下的所能給出的力，用來評價不一樣結構類型的制動器。制動器因數是在制動鼓或制動盤的作用半徑上產生的摩擦力和給的力之比，公式為 (4.26)式中：制動器的摩擦力矩；r制動鼓或制動盤的作用半徑；P給的輸入力得出鉗盤式制動器的制動器因數是 (4.27)式中：f為摩擦系數，本設計中取f=0.4；則BF=0.84.6 盤式制動器主要參數的確定（1）制動盤直徑D制動盤直徑D要選擇大的，它會使制動盤的有效半徑便大，從而減小制動鉗的夾緊的力，減少制動襯塊的單位壓力，由于它受到輪輞直徑的制約，

40、制動盤的直徑往往選定為7079之間。在本設計中：D=70%Dr=320.04mm 取D=320mm（2）制動盤厚度h制動盤的厚關系到制動盤好壞和它工作時的溫升。為了使它的質量不大，所以得制約制動盤厚度。制動盤能成實心的，但是為了通風和散熱，需要在制動盤的兩工作面之間弄出通風孔道。一般，實心制動盤厚度能選擇10mm-20mm；有通風孔的制動盤的兩工作面之間的尺寸厚度為20mm-50mm,但是一般用20mm-30mm的范圍。在本次畢設：前輪制動器用通風盤，選定厚度為h=24mm；后輪制動盤采用實心盤，選定厚度為h=14mm（3）摩擦襯塊內徑和外徑一般摩擦襯塊外徑與內徑比的大小不大于1.5。如果它過

41、大，運行時襯塊的外緣與內側圓周速度差得多，會使磨損不均勻，而且它接觸的面積減轎小，從而導致制動力矩變化范圍大。在本次設計中：取=123mm, =146mm（4）摩擦襯塊工作面積A 通常摩擦襯塊單位面積必須在轎車質量面積比的1.6kg/-3.5kg/范圍，想到如今摩擦材料的愈來愈好，它的范圍可以變大些。本次畢設用的是半金屬材料，它的摩擦系數要比其他材料好。所以選定前輪制動器摩擦襯塊工作面積100 ，后輪制動器摩擦襯塊工作為100 。4.7 本章小結通過計算盤式制動器的制動力矩，制動強度等相關參數，確定了轎車盤式制動器的直徑大小，以及摩擦襯塊的內外徑大小。5 制動器的設計計算5.1 摩擦襯塊的磨損

42、特性計算摩擦襯塊的損壞，和摩擦部位的材質、表面粗糙度、工作溫度、工作壓力以及滑磨速率等有關系，所以在書面上要準確算出損壞性能是很難的。但試驗的結果表示，摩擦面的溫度、壓力、摩擦系數和表面粗糙度等會影響磨損的程度。轎車的剎車過程會將它的機械能變成熱量從而散發(fā)出來。在制動強度為很大的緊急制動中，制動器承擔了大部分消除轎車動力。這個時候因為在較短時間內大量熱來不及散到空氣中，使制動器的溫度上升。這就是制動器的能量負荷。比能量耗散率的計算。制動器的能量負荷用它的比能量耗散率來評價。比能量耗散率又是單位功負荷或能量負荷，這個顯示了單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，它的單位是。兩軸轎車的單個前后輪制動器

43、的比能量耗散率是 （5.1）式中：汽車回轉質量換算系數；汽車總質量；，汽車制動初速度與終速度，；計算時總商務車取=；制動減速度，ms2，計算時取j=06g；制動時間，；前輪和后輪制動器摩擦襯塊面積；制動力分配系數。在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 ； （5.2）把個參數值代入上式得比能量耗散率太高會使摩擦襯塊快速損壞，還會使制動盤產生裂紋。選定減速度j=0.6g，制動初速度：式中t為100Km/h時的制動時間，其值為4.728s。為前后制動器摩擦襯片面積。=0.65，求得e1=1.10w/mm2，e2=0.59w/mm2，符合要求。5.2 制動器的熱容量和溫升核算要校定制動器的熱容量和溫升

44、： (mdcd+mhch)tL （5.3）式中：制動盤的總質量，是4.5Kg 制動盤連接件的總質量，是5.5kg 制動盤比容熱，鋁合金的C=880 J/(kgK) 制動盤連接件的比容熱； t制動盤的溫升 轎車剎車時動能變?yōu)榈臒崮芮昂筝喎謩e為 （5.4） （5.5）求得： L1=16608.33220.65= 3.74104J L2=16608.33220.35=2.02104J所以：L=L1+L2=5.76104J 式中 汽車質量，為1660Kg 汽車制動時的初速度 轎車制動器制動力分配系數，指定為0.65核算： (mdcd+mhch)t=4.5880+5.548215=8.90104J L=

45、5.76104J故，滿足以下條件： (mdcd+mhch)tL5.3 盤式制動器制動力矩的計算 假如制動襯塊的表面和制動盤接觸良好，而且每個地方的單位壓力分布得平均，得 （5.6）式中：摩擦系數，取值0.4；N單側制動塊對制動盤施加的壓緊力R作用半徑我們選定的扇形摩擦襯塊，它的徑向尺寸不至于過大，計算平均半徑是 （5.7）式中：，摩擦襯塊內徑，外徑。（R1=123mm;R2=146mm）在一個單元面積為RdR的部位上，求得摩擦力力矩為，其中為摩擦襯塊和制動盤之間的單位壓力，那么單邊制動塊在制動盤上的制動力矩是單邊摩擦襯塊在制動盤的摩擦力是得有效半徑為令，則有：=134.8mm 因，故。當，。當

46、它的值過小，也稱作扇形的徑向寬度太大時，表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，損壞會不平均。本次設計取有效半徑為135mm。5.4 駐車制動計算轎車在上坡時的受力圖如下所示。由此可以求出轎車上坡停止的車輪附著力是：以此類推可得出轎車下坡停駐時后面車輪的附著力是：圖 5.4 轎車在斜坡上停止時的受力圖依據后面車輪附著力和制動力相同的條件可以得出轎車在斜坡上停駐時的坡度極限傾角為，如下解出轎車在斜坡上會有的極限上坡路傾角是： （5.8）在本設計中： 解出轎車在斜坡上會有的極限下坡路傾角是： (5.9)在本設計中： 給出的要求是轎車的最大駐坡度大于16%20%(9.111.3），滿足畢設要求。5.5

47、本章小結主要校核了摩擦襯塊和制動器由于摩擦產生的熱量符不符合要求，以及計算了最大爬坡度。6 制動器主要零部件的結構設計6.1 制動盤制動盤通常用珠光體的鑄鐵制作，或者用添加等相關元素的合金鑄鐵制作。它的結構樣式有平板形和禮貌形。制動盤在運作時不僅要受著摩擦塊給的法向力和切向力，還要受著熱負荷。要提高冷卻的效用，鉗盤式制動器的制動盤得要鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，這么做能地提高散熱面積，降低溫升在20%-30%左右，這樣的話制動盤的厚度增加。制動盤運作的表面要干凈平滑，生產要嚴格制約表面的跳動量，兩邊表面的平行度和制動盤的不平衡量的大小。參考表6.1。表5.1 轎車制動盤工作表面跳動量等數據車的種類 工作表面跳動量/mm 兩邊表面的不平行度/mm 靜不平衡量/N.cm奧迪、紅旗 0.03 0.01 0.5云雀 0.05