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畢業(yè)設計（論文）
題 目 汽車制動系畢業(yè)設計
院 （系）
專業(yè)班級
學生姓名
指導教師
評閱教師
學生畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明
本人以信譽聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文）是在導師的指導下進行的設計（研究）工作及取得的成果，設計（論文）中引用他（她）人的文獻、數(shù)據(jù)、圖件、資料均已明確標注出，論文中的結論和結果為本人獨立完成，不包含他人成果及為獲得重慶科技學院或其它教育機構的學位或證書而使用其材料。與我一同工作的同志對本設計（研究）所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了謝意。
畢業(yè)設計（論文）作者（簽字）：
年 月 日
汽車制動系畢業(yè)設計 摘要
摘 要
汽車已成為最主流的交通工具，它在現(xiàn)代社會中發(fā)揮出的作用是無與倫比的。高速公路的覆蓋率日益提高，汽車行駛速度的加快等等因素對汽車駕駛人員及乘車人員的安全都會產生消極影響，同時也對汽車設計人員提出了更高的要求，尤其是對制動系的研究設計。
汽車制動系是整輛汽車中最為重要的系統(tǒng)之一。因為它的性能直接影響著駕駛安全的重要問題。只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。
本次名為轎車制動系設計的課題目的在于通過深入了解學習當前廣泛用于輕型轎車上的制動系統(tǒng)的基礎上分析并計算各類數(shù)據(jù)設計出制動效果顯著，工作可靠性高，成本合理的制動系統(tǒng)。盤式制動器是目前應用最為廣泛的制動器結構，無論是在它的制動性能和結構緊湊度上都比傳統(tǒng)的鼓式制動器有不小的優(yōu)勢。
關鍵詞：汽車安全 制動系統(tǒng) 盤式制動器
Ⅰ
汽車制動系畢業(yè)設計 ABSTRACT
ABSTRACT
Car has been the mainstream traffic tools, the role played by cars is unique in the modern society. The factors such as Highway coverage is increasing day by day, the speed of cars is increasing and so on can produce negative influence on the driver and the safety of the driving, and at the same time, car designers is putted forward higher request, especially for study and design of brake system.
Car brake system is the one of the most important system in the whole car . Because it's performance directly affect on the safety of driving . Only the car with braking system which is good and reliable enough,it just can performance the high-speed dynamic driving and ensure the safety of the running.
The mission named designing brake system whose purpose is analysising of all kinds of data to design the brak system which has high work efficiency,reliability and economic cost thorough understanding and learning car brake system widely used in the current. Disc brake is the most widely used brake, it has more advantage than the traditional drum brake on braking performance and compact of structure.
Keywords: car safety brake system disc brake
Ⅱ
汽車制動系畢業(yè)設計 目錄
目 錄
摘要…………………………………………………………………………………I
ABSTRACT……………………………………………………………………………II
1 緒論………………………………………………………………………………1
2 制動系統(tǒng)與制動器………………………………………………………………2
2.1 制動系統(tǒng)分類……………………………………………………………2
2.1.1 按制動系統(tǒng)功用分類…………………………………………………2
2.1.2 按制動系統(tǒng)制動能源分類……………………………………………2
2.2 制動器分類………………………………………………………………2
2.2.1 鼓式制動器……………………………………………………………2
2.2.2 盤式制動器……………………………………………………………5
2.2.3 駐車制動器……………………………………………………………6
2.3 盤式制動器與鼓式制動器比較…………………………………………7
3 制動系統(tǒng)設計計算………………………………………………………………9
3.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)………………………………………………………9
3.1.1 汽車相關原始參數(shù)……………………………………………………9
3.1.2 同步附著系數(shù)的確定…………………………………………………9
3.1.3 制動時前后法向反力…………………………………………………10
3.2 制動器相關計算…………………………………………………………11
3.2.1 確定前后輪制動力矩分配系數(shù)………………………………………11
3.2.2 制動器制動力矩確定…………………………………………………11
3.2.3 盤式制動器主要參數(shù)確定……………………………………………13
3.2.4 制動盤所需的壓緊力…………………………………………………13
3.3 制動器主要部件的結構設計……………………………………………13
4 液壓驅動機構的形式選擇及設計計算…………………………………………15
4.1 液壓驅動機構形式選擇…………………………………………………15
4.2 制動管路的多回路系統(tǒng)…………………………………………………16
4.3 制動輪缸直徑與工作容積計算…………………………………………18
4.4 制動主缸直徑與工作容積計算…………………………………………18
4.5 制動踏板力與踏板行程…………………………………………………19
4.5.1 制動踏板力……………………………………………………………19
4.5.2 制動踏板行程…………………………………………………………19
5 制動性能分析……………………………………………………………………21
5.1 制動減速度與制動距離…………………………………………………21
5.2 制動襯塊的磨損特性計算………………………………………………21
5.3 駐車制動計算……………………………………………………………22
結論…………………………………………………………………………………24
參考文獻……………………………………………………………………………25
致謝…………………………………………………………………………………26
汽車制動系畢業(yè)設計 1緒論
1 緒論
汽車制動器是汽車上的關鍵的組成部分之一，其性能的好壞直接關系到汽車的安全性，可靠性，制動噪音的高低直接影響到人類的生存環(huán)境。因此，設計、研究制動性能優(yōu)良，噪音低的制動器就成為汽車安全設計的重要任務之一。目前最主流的汽車制動器還是盤式制動器，尤其是浮鉗盤式制動器，可是隨著人們對制動性能的要求不斷提高，傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)中開始加入了大量的電子控制系統(tǒng)。雖然這些高科技制動系統(tǒng)只是應用于高檔轎車里，但是未來汽車制動系統(tǒng)大的發(fā)展方向肯定是高度智能化的電子控制制動系統(tǒng)。
制動器是制動系中用以產生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力的重要部件。其結構及各個參數(shù)、尺寸的不恰當選擇將直接影響制動性能和壽命，甚至會產生制動噪音污染環(huán)境。
盤式制動器設計的一般流程為：在有關的整車總布置參數(shù)確定之后，參考已有的同等級汽車的同類型制動器，初選制動器的主要參數(shù)，并據(jù)以進行制動器結構的初步設計；然后進行制動力矩和磨損性能的驗算，并與所要求的數(shù)據(jù)比較，直到達到設計要求。
制動盤是最重要的零件之一，其結構型式和性能對制動性能影響很大，它的作用是通過與制動塊的摩擦作用而把動能轉變?yōu)闊崮?，制動盤吸收部分熱能并釋放給大氣。制動鉗體及其支架有高的強度和剛度。鉗體中有加工出制動油缸?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能．活塞的工作表面進行鍍鉻處理。制動鉗中裝有橡膠密封圈以實現(xiàn)間隙的自動調整及防止液壓油外泄。制動襯塊采用長圓形，其大部分面積被活塞和制動鉗壓住，以免卷角引起尖叫聲。
本設計主要是對輕型轎車盤式制動器的主要部件進行設計，通過對制動器結構、部件的深入學習了解之后，對各制動工況進行分析。對主要組件制動襯塊、制動鉗總成、制動盤進行設計并利用制圖軟件繪制裝配圖和零件圖。
30
汽車制動系畢業(yè)設計 2制動系統(tǒng)與制動器
2 制動系統(tǒng)與制動器
2.1 制動系統(tǒng)的分類
制動系統(tǒng)是由制動器和制動驅動機構組成的。
2.1.1按制動系統(tǒng)的功用分類
1）行車制動系統(tǒng)-使行駛中的汽車減低速度甚至停車的一套裝置。它是在行車過程中經常使用的。
2）駐車制動系統(tǒng)-使已停駛的汽車駐留原地不動的一套裝置，一般叫做手剎。
3）第二制動系統(tǒng)-在行車制動系統(tǒng)失效的情況下，保證汽車仍能實現(xiàn)減速或停車的一套裝置。在許多國家的制動法規(guī)中規(guī)定，第二制動系統(tǒng)也是汽車必須必備的。
4）輔助制動系統(tǒng)-在汽車下長坡時用以穩(wěn)定車速的一套裝置。
2.1.2按制動系統(tǒng)的制動能源分類
1）人力制動系統(tǒng)-以駕駛員的肌體作為唯一制動能源的制動系統(tǒng)。
2）動力制動系統(tǒng)-完全靠由發(fā)動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的制動系統(tǒng)。
3）伺服制動系統(tǒng)-兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系統(tǒng)。
按照制動能量的傳輸方式，制動系統(tǒng)又可分為機械式、液壓式、氣壓式和電磁式等。
2.2制動器分類
制動器是制動系統(tǒng)中用以產生阻礙車倆運動或運動趨勢的力的部件，后一提法適用于駐車制動器。凡利用固定元件與旋轉元件工作表面的摩擦作用產生制動力矩的制動器，都稱為摩擦制動器。目前各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。
2.2.1鼓式制動器
鼓式制動器有內張型和外束型兩種。前者的制動鼓以內圓柱面為工作表面，在汽車上應用非常廣泛；后者制動鼓的工作表面則是外圓柱面，目前極少數(shù)汽車用做駐車制動器。
內張型鼓式制動器都采用帶摩擦片的制動蹄作為固定元件。位于制動鼓內部的制動蹄在一端承受促動力時，可繞其另一端的支點向外旋轉，壓靠到制動鼓內圓柱面上，產生摩擦力矩。凡對蹄端加力使蹄轉動的裝置，統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置。通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構，鼓式制動器按蹄的類型分為:
1) 領從蹄式制動器
圖2-1為領從蹄式制動器的示意圖。制動時，兩蹄1和2在制動輪缸中液壓的作用下，各自繞其支撐銷3和4向外旋轉，緊壓到制動鼓5上。解除制動時，撤出液壓，兩蹄便在回位彈簧的作用下回位。
設汽車前進時制動鼓旋轉方向如圖中箭頭所示，沿箭頭方向看去前制動蹄1的支撐點在其前端，制動輪缸所施加的促動力作用于其后端，因而該制動蹄張開時的旋轉方向與制動鼓的旋轉方向一致。具有這種屬性的制動蹄為領蹄。與此相反，后制動鼓2的支撐點在后端，促動力施加于前端，張開時的旋轉方向與制動鼓的旋轉方向相反。具有這種屬性的制動蹄為從蹄。當汽車倒車時，前制動蹄1變成從蹄，而后制動蹄2變成領蹄。這種在制動鼓正向旋轉和反向旋轉時都有一個領蹄和一個從蹄制動器稱為領從蹄式制動器。
圖2-1 領從蹄式制動器
1-領蹄 2-從蹄 3、4-支點 5-制動鼓 6-制動輪缸活塞
2）雙領蹄式制動器
如圖2-2所示，在制動鼓正向旋轉時，兩蹄均為領蹄的制動器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為雙向領蹄式制動器。如圖所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，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，兩蹄對制動鼓的作用的合力恰好相互平衡，故屬于平面式制動器。
圖 2-2雙領蹄式制動器
1-制動輪缸活塞 2-制動蹄 3-支點 4-制動鼓
3）雙向雙領蹄式制動器
如圖2-3所示，在前進制動時，所有的制動輪缸活塞都在液壓作用下向外移動，將兩個制動蹄壓靠到制動鼓上。在制動鼓的摩擦力矩作用下，兩蹄都繞車輪中心，按箭頭所示的車輪旋轉方向轉動，將兩輪缸活塞外端的支座推回，直到頂靠著輪缸端面為止。此時，兩輪缸的支座變成制動蹄的支點，制動器的工作情況便同雙領蹄制動器一樣。
倒車制動時，摩擦力矩方向改變，使兩制動蹄繞車輪中心你箭頭方向轉過一定角度，同時兩個制動輪缸的另一個支座成為新的支點。這樣兩個制動蹄仍然都是領蹄，其制動效果與前進制動時完全一樣。
圖 2-3雙向雙領蹄式制動器
4) 單向增力式制動器
單向增力式制動器如圖2-4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地板上的支承銷上，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的制動器。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，它用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。
圖 2-4 單向增力式制動器
1-第一制動蹄 2-支撐銷 3-制動鼓 4-第二制動蹄 5-頂桿 6-制動輪缸
5）雙向增力式制動器
將單向增力式制動器的單活塞式輪缸換成雙活塞式輪缸，上端的支撐銷也作為兩蹄共用的支點，則稱為雙向增力式制動器（如圖2-5所示），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動器。其工作原理如同單向增力制動器。
圖2-5 雙向增力制動器
1-前制動蹄 2-頂桿 3-后制動蹄 4-制動輪缸 5-支撐銷
2.2.2盤式制動器
盤式制動器摩擦副中的旋轉元件是以端面工作的金屬圓盤，此圓盤稱為制動盤。其固定元件則有多種結構形式，大體上可分為兩類。
1）鉗盤式制動器
鉗盤式制動器又可分為定鉗盤式和浮鉗盤式兩類。
定鉗盤式制動器的制動鉗固定安裝在車橋上，既不能旋轉，也不能沿制動盤軸線方向移動，因而必須在制動盤兩側的鉗體中都裝設制動塊促動裝置，以便分別將兩側的制動塊壓向制動盤。其工作原理如圖2-6。
圖 2-6 定鉗盤式制動器
浮鉗盤式制動器的制動鉗一般設計得可以相對制動盤軸向滑動或擺動它只在制動盤的內側設置液壓缸，外側的制動塊附裝在鉗體上。其工作原理如圖2-7。
圖2-7 浮鉗盤式制動器
2）全盤式制動器
在重型和超重型載貨汽車上，要求有更大的制動力，為此采用了全盤式制動器。全盤式制動器摩擦副的固定元件和旋轉元件都是圓盤形的，分別稱為固定盤和旋轉盤。
2.2.3駐車制動器
按在汽車上安裝位置的不同，駐車制動裝置分中央駐車制動裝置和車輪駐車制動裝置兩類。前者的制動器安裝在傳動軸上，稱為中央制動器；后者和行車制動裝置共用一套制動器，結構簡單緊湊，已在轎車上得到普遍應用。
圖 2-8 駐車制動器
進行駐車制動時，將駕駛室中的手動駐車制動操縱桿拉到制動位置，經一些列杠桿和拉繩傳動，將駐車制動杠桿的下端向前拉，使之繞平頭銷轉動，其中間支點推動制動推桿左移，將前制動蹄推向制動鼓。待前制動蹄壓靠到制動鼓上之后，推桿停止移動，此時制動杠桿繞中間支點繼續(xù)轉動。于是制動杠桿的上端向右移動，使后制動蹄壓靠到制動鼓上，施以駐車制動。其工作原理如圖2-8。
2.3盤式制動器和鼓式制動器比較
盤式制動器與鼓式制動器相比，有以下優(yōu)點：
1)熱穩(wěn)定性好。一般是無自行增力作用。
2)水穩(wěn)定性好。浸水后效能降低較少，而且只須經一兩次制動即可恢復正常。
3)在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質量一般較小。
4)制動盤沿軸向的熱膨脹量極小，不會像制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導致制動踏扳行程過大。
5)較易實現(xiàn)間隙自動調整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也較簡便。
與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下缺點：
1）效能較低，故用于液壓制動系時所需制動促動管路壓力較高，一班要用伺服裝置。
2）兼用于駐車制動時，需要加裝的駐車制動傳動裝置較鼓式制動器復雜，因而在后輪的應用受到限制。
盤式制動器將逐步取代鼓式制動器，主要是由于盤式制動器和鼓式制動器的優(yōu)缺點決定的。
盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好的制動表現(xiàn)，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。
相對于盤式制動器來說，鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多，鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。而且由于散熱性不好，鼓式制動器存在熱衰退現(xiàn)象。當然，鼓式制動器也并非一無是處，它便宜，而且符合傳統(tǒng)設計。
我們知道，高速行駛的轎車，由于頻繁使用制動，制動器的摩擦將會產生大量的熱，使制動器溫度急劇上升，這些熱如果不能很好地散出，就會大大影響制動性能，出現(xiàn)所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象，這種現(xiàn)象可導致非常嚴重的后果。不過，當今我們開的大部分轎車，采用的還不完全是盤式制動器，而是前盤后鼓式混合制動器(即前輪采用盤式制動器、后輪采用鼓式制動器)，這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為汽車在緊急制動時，軸荷前移，對前輪制動的要求比較大，一般來說前輪用了盤式制動器就夠使了。當然，前后輪都使用盤式制動器是汽車制動器大的發(fā)展方向。本次設計將選擇浮鉗盤式制動器（前后輪均采用）為設計對象。
汽車制動系畢業(yè)設計 3制動系統(tǒng)設計計算
3 制動系統(tǒng)設計計算
3.1制動系統(tǒng)主要參數(shù)
3.1.1 汽車相關主要參數(shù)
本次設計中所需要的汽車相關數(shù)據(jù)如表3.1。
表3.1汽車相關主要參數(shù)
編號
名稱
符號
數(shù)值
單位
備注
1
整備質量（空載）
m0
1100
kg
2
前軸載荷（空載）
m01
671
Kg
3
后軸載荷（空載）
m02
429
Kg
4
質心高度（空載）
hg0
616
mm
5
總質量（滿載）
ma
1475
Kg
6
前軸載荷（滿載）
ma1
826
Kg
7
后軸載荷（滿載）
ma2
649
Kg
8
質心高度（滿載）
hg
700
mm
9
軸距
L
2471
mm
10
滾動半徑
rr
281
mm
11
輪胎規(guī)格
185/60 R14
3.1.2 同步附著系數(shù)的確定
根據(jù)《汽車設計》688-689
1）當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力；
2）當時：制動時總是后輪先抱死，這是容易發(fā)生后軸策劃而使汽車喪失方向穩(wěn)定性；
3）當時：制動時汽車前后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。
分析表明，汽車在同步系數(shù)為的路面上制動（前后輪同時抱死）時，其制動減速度為，即q=,q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或者后輪即將抱死的制動強度q<,這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。
國外有的文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)，轎車??；貨車取。綜上所述本設計中同步附著系數(shù)取為0.7。
3.1.3 制動時前后輪的法向反力
圖3-1汽車制動時受力情況
根據(jù)《汽車設計》 P684公式與圖3-1所示的受力關系可得；
（3.1）
（3.2）
式中，,——各為質心至前軸和后軸的距離；
——為軸距；
，，——前軸載荷，后軸和汽車總質量。
空載時：
質心至前軸的距離 ：
質心至后軸的距離 ：
滿載時：
質心至前軸的距離 ：
質心至后軸的距離 ：
根據(jù) 《汽車設計》P686公式
（3.3）
（3.4）
式中，,——各為前軸和后軸的法向反力；
——汽車重量；
——軸距；
,——質心至前軸和后軸的距離；
——路面的同步附著系數(shù)；
——質心高度。
空載時：
前軸法向反力：
后軸法向反力：
滿載時：
前軸法向反力：
后軸法向反力：
3.2制動器相關計算
3.2.1確定前后制動力矩分配系數(shù)
根據(jù)《汽車設計》P689公式
（3.5）
空載時的制動力矩分配系數(shù)
滿載時的制動力矩分配系數(shù)
3.2.2制動器制動力矩確定
在汽車應急制動時，假設前后輪同時抱死。
根據(jù)《汽車設計》P689公式，此時每個前輪所需的制動力矩為:
（3.6）
式中，——前軸的法向反力；
——同步附著系數(shù)；
——輪胎有效半徑。
空載時：
滿載時：
因為;，所以有空載和滿載時的每個后輪所需的制動力矩；。
3.2.3盤式制動器的主要參數(shù)確定
1）制動盤
制動盤的直徑D為輪輞直徑的70%～79%。輪輞直徑d為14inx25.4=356mm。即，制動盤直徑D的范圍為249.2mm～281.2mm，取270mm。
2）制動盤厚度
制動盤厚度對制動盤質量和工作時的溫升有影響。為使質量小些，制動盤厚度不宜取得大；為了降低溫度，制動盤厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風的需要在制動盤中間鑄出通風孔道。一般實心制動盤厚度可取為10～20mm，通風式制動盤厚度取為20～50mm，采用較多的是20～30mm。在高速運動下緊急制動, 制動盤會形成熱變形, 產生顫抖。為提高制動盤摩擦面的散熱性能, 大多把制動盤做成中間空洞的通風式制動盤, 這樣可使制動盤溫度降低20%～30%。本次設計采用通風式制動盤，厚度為25 mm。
3）摩擦襯塊的尺寸
根據(jù)制動盤直徑可確定出摩擦襯塊的外半徑R2=130mm。摩擦襯塊的外半徑R2與內半徑R1的比值應小于1.5，原因在于若比值較大的話，制動時襯塊外緣與內測的圓周速度相差較大，磨損不均勻，最終導致制動力矩變化大。所以取R1的值為90mm。本次設計中摩擦襯塊形狀選擇扇形，如圖3-2。
圖3-2 摩擦襯塊
4）摩擦襯塊的摩擦系數(shù)
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40 已無大問題。所選擇摩擦系數(shù)=0.40。
5）摩擦襯塊的工作面積及厚度
對于盤式制動器襯塊工作面積A，推薦根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選。參考桑塔納2000轎車，工作面積選取，制動襯塊厚度選取10mm。
3.2.4制動器制動力矩和制動襯塊對制動盤的壓力-
考慮到汽車在滿載情況下有著良好的制動穩(wěn)定性，其表現(xiàn)為前輪先抱死，后輪后抱死。汽車制動時前輪制動器產生的制動力矩與相應車輪的附著力矩相等。
根據(jù)《汽車設計》P708公式
（3.7）
式中，——摩擦因數(shù)；
——單側制動塊對制動盤的壓緊力；
——作用半徑。
因為滿載時對制動器的制動性能要求更高，所以在計算制動襯塊對制動盤壓力時利用的前輪所需制動力矩為滿載時的制動力矩。
對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向寬度不是很大。在實際計算中取制動襯塊的平均半徑即可。
式中，各為摩擦襯塊的內，外緣的半徑。
前輪制動器的制動力矩為
所以
后輪制動器的制動力矩為
所以
3.3 制動器主要零部件的結構設計
1）制動盤
制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr或Ni等合金鑄鐵制成。本次設計采用的材料為HT250，外觀如圖3-3。
圖3-3 制動盤
2）制動鉗
制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制
造的，例如用鋁合金壓鑄，外觀如圖3-4。
圖 3-4 制動鉗
3）摩擦材料
摩擦材料應具有穩(wěn)定的摩擦系數(shù)和良好的抗熱衰退性。不應在溫度升到某一數(shù)值以后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的吸水（油、制動液）率，低的壓縮率、低的熱傳導率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能，制動時應不產生噪聲、不產生不良氣味、應盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。當前，制動器廣泛采用模壓材料。本設計采用芳綸纖維。
4）制動塊
制動塊由背板和摩擦襯快組成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結在一起。
汽車制動系畢業(yè)設計 4液壓驅動機構的形式選擇及設計計算
4.液壓驅動機構的形式選擇及設計計算
4.1液壓驅動機構的形式選擇
根據(jù)制動力原的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別。
1） 簡單制動系
簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。
機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。
液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(0.1s～0.3s)，工作壓力大(可達10MPa～12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時(-25℃和更低時)，由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。
2） 動力制動系
動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐?。動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動?種。
①氣壓制動系
氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(0.3s～0.9s)，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件——繼動閥(即加速閥)以及快放閥；管路工作壓力較低(一般為0.5MPa～0.7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。
②氣頂液式制動系
氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9t—11t的中型汽車上也有所采用。
③全液壓動力制動系
全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車上。
3） 伺服制動系
伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置．使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。
按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能(負氣壓能)、氣壓能和液壓能。
4.2 制動管路的多回路系統(tǒng)
為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。
圖4-1雙軸汽車的液壓式驅動機構的雙回路系統(tǒng)的五種分類方案
圖4-1（a）為前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。
圖4-1（b）后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50％的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。
圖4-1（c）的每側前制動器的半數(shù)輪缸與全部后制動器輪缸構成一個獨立的回路；而兩前制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路?？煽闯墒且惠S半對半個軸的分路形式，簡稱HI型。
圖4-1（d）的兩個獨立的回路分別為兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器所組成，及半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的形式，簡稱LL型。
圖 4-1（e）的兩個獨立的回路君由每個前、后制動器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路形式。簡稱HH型。
綜上所述，最終選擇X型
4.3制動輪缸直徑與工作容積的計算
根據(jù)《汽車設計》P724公式，制動輪缸對制動襯塊施加的力與輪缸直徑和制動管路壓力的關系為
（4.1）
式中，應取制動盤所需的壓緊力；
制動管路壓力一般不超過10～12，取。
輪缸直徑應在GB7524-87標準規(guī)定的尺寸系列中選取,具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前輪制動輪缸直徑為30mm、后制動輪缸直徑為19mm。
根據(jù)《汽車設計》P725公式
（4.2）
式中，——一個輪缸活塞的直徑；
——輪缸活塞的數(shù)目；
——一個輪缸完全制動時的行程：
初步設計時，一般取為2mm—2.5mm，此處取2mm。
得一個輪缸的工作容積
全部制動輪缸的工作容積。
4.4 制動主缸直徑與工作容積的計算
制動主缸應有的工作容積
（4.3）
式中，——全部輪缸的總的工作容積；
——制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量。
制動主缸的工作容積可取為。
根據(jù)《汽車設計》P725公式
（4.4）
式中，——主缸直徑 ；
——活塞行程。
=（0.8-1.2），取 =
輪缸直徑從標準規(guī)定的尺寸中選取，取19mm。
4.5 制動踏板力與踏板行程
4.5.1 制動踏板力
根據(jù)《汽車設計》P725公式
（4.5）
式中，——制動主缸活塞直徑；
P——制動管路的液壓；
——制動踏板機構傳動比，取=4。
——制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取=0.85～0.95，取=0.9。
制動踏板力應滿足以下要求；最大踏板力為500N（轎車）或700N（貨車）。設計時踏板力可在200N-350N的范圍內選取。
因得出的踏板力大于最大踏板力，此處需安裝真空助力器，
（4.6）
式中，——真空助力比，取3。=787/3=262N，所以符合要求。
4.5.2 制動踏板行程
根據(jù)《汽車設計》P689公式
（4.7）
式中，——主缸推桿與活塞的間隙，一般取1.5～2mm；取=2mm；
——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行程；
踏板行程（計入襯片或襯塊的允許磨損量）對轎車最大應不大于100-150mm，對貨車不大于180mm，符合設計要求。
汽車制動系畢業(yè)設計 5制動性能分析
5 制動性能分析
5.1 制動減速度與制動距離
根據(jù)《汽車設計》P706
制動系的制動效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。
假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時
（5.1）
式中，——摩擦襯塊與制動盤的間隙時間，取0.1s；
——制動力增長過程所需的時間，取0.2s;
——制動時的汽車速度，速度取為較大值100km/h。
轎車的最大制動距離為
所以符合要求。
5.2 制動襯塊的磨損特性計算
根據(jù)《汽車設計》P706
制動襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓（制動盤）的材質及加工情況，以及襯片本身材質等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。
從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能（動能和勢能）的一部分轉變?yōu)闊崮芏纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱能還來不及逸散到大氣中就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片（襯塊）的磨損越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。
各種汽車的總質量及其制動襯塊的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量消散率，即單位時間內襯塊單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計量單位為。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。
雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為
（5.2）
（5.3）
（5.4）
式中，——汽車總質量；
——汽車回轉質量換算系數(shù)；
、——制動初速度和終速度（）；
——制動減速度（）；t為制動時間；
、——前、后制動襯片（襯塊）的摩擦面積；
——制動力分配系數(shù)。
在緊急制動到停車的情況下，，并可認為，故
（5.5）
（5.6）
據(jù)有關文獻推薦，計算時取減速度。制動初速度：轎車用100km/h(27.8m/s)。轎車的盤式制動器在同上的和的條件下，比能量耗散率應不大于。比能量耗散率過高不僅引起襯片（襯塊）的加速磨損，且又可能使制動鼓或制動盤更早發(fā)生龜裂。
盤式制動器的比能量耗散率應不大于，故符合要求。
5.3 駐車制動計算
圖 5-1 汽車停駐在上坡路時的受力情況
根據(jù)《汽車設計》P709公式與圖5-1所示的受力關系可得
（5.7）
同樣可求出汽車在下坡停駐時的后軸車輪的附著力為
（5.8）
根據(jù)后軸車輪的附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡和下坡上停駐時的坡度極限傾角，既有
（5.9）
求得汽車在上坡停駐時極限上坡傾角為
（5.10）
汽車在下坡停駐時極限上坡傾角為
（5.11）
一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于9°～11°。
所以符合要求。
汽車制動系畢業(yè)設計 結論
結論
本次設計的組要內容為浮鉗盤制動器和制動盤部分。整個汽車工業(yè)發(fā)展到今天，其技術已經非常完善和成熟。對于專業(yè)方向為石油機械的設計者來說有些部分理解起來還是有一定的難度，但是通過翻閱各類汽車制動系相關書籍資料和積極向指導教師交流后順利完成本次設計任務。
在設計說明書中對幾個零部件的選擇原則、主要參數(shù)計算確定、設計原理進行了闡述，它們分別為：制動盤、制動塊及摩擦材料、制動鉗、液壓缸等等。整個設計的主線為制動器的制動性能和工作可靠性，并按照這個主線來確定合理的方案。最終總結出本次設計的浮鉗盤制動器的優(yōu)點為：
1）結構緊湊。因為單活塞結構，活塞缸只安裝在制動盤一側，大大降低的重量和體積。
2）熱穩(wěn)定性較好。制動盤也設計成帶有散熱空的結構，制動鉗上表面也設計成有通孔以便散熱。
3）摩擦材料更換便利。只需把制動鉗取出就可取出制動襯塊。
4）制動盤與制動襯塊之間距離極小，這就意味著縮短了制動延遲時間和制動距離，提高安全性。
5）制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起踏板行程損失。
因為對汽車的知識掌握有限，所以整個設計還存在很多有待進步的細節(jié)，這些問題需要進一步地進行思考改善。
汽車制動系畢業(yè)設計 參考文獻
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汽車制動系畢業(yè)設計 致謝
致謝
在不停的計算、討論、分析過程中就到了答辯的時間?；叵肫鹫麄€畢業(yè)設計日子，每天都是忙碌而充實的。畢業(yè)設計是對我們的大學四年所學到的綜合知識的一次檢驗。這次珍貴的經歷不僅讓我更加鞏固了所學到的專業(yè)知識，同時也學到了相關專業(yè)知識。為以后步入職場打下了良好的基礎。
感謝楊毅老師在整個過程中給予的耐心的輔導和積極的幫助，在這一學期的設計過程中楊毅老師傳授了很多關鍵知識和合理的方案。在此期間，老師提前發(fā)現(xiàn)到一些問題并給予提醒，這幫助我縮短了大量的工作時間。
各科老師們負責任的教書態(tài)度以及辛勤的備課都使我掌握到很多專業(yè)知識，借此機會向他們表達我本人的崇高的敬意。向在設計中提出很多重要建議的同學們表示感謝。