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1、北京理工大學珠海學院2020屆本科生畢業(yè)論文 五菱宏光轎車后輪盤式制動器設計 五菱宏光轎車后輪盤式制動器設計 摘 要 隨著社會的進步以及汽車行業(yè)的發(fā)展，人們對汽車的安全性能要求逐步提高。而作為制動系統(tǒng)中重要的裝置制動器，目前來說一共有著鼓式以及盤式兩種類型，盤式制動器因為其更加先進以及明顯的優(yōu)勢在國內外已經逐步擴大了其在市場的比重。 本設計的主要目的是設計轎車后輪的盤式制動器，所選的車型為五菱宏光S3，主要根據車型的一些基本參數分析汽車在各種附著系數道路上的制動過程，對前后制動力分配系數、同步附著系數、利用附著系數、制動等做了計算，在滿足制動法規(guī)設計的要求原則性下

2、進行盤式制動器的主要設計計算。 關鍵詞：五菱宏光S3；后輪盤式制動器；鼓式制動器；制動系統(tǒng)；  Design of The Rear Wheel Brake of Wuling Hongguang Car Abstract With the progress of society and the development of automobile industry, peoples requirements for the safety performance of automobile are gradually improved. As an important dev

3、ice brake in the brake system, there are two types of drum brake and disc brake. Because of its more advanced and obvious advantages, the disc brake has gradually expanded its proportion in the market at home and abroad. The main purpose of this design is to design the disc brake of the rear wheel

4、of the car. The selected model is Wuling Hongguang S3. According to some basic parameters of the model, the braking process of the car on various adhesion coefficient roads is analyzed. The distribution coefficient of the front and rear braking force, the synchronous adhesion coefficient, the utiliz

5、ation adhesion coefficient, and the braking are calculated. The design is based on the principle of meeting the requirements of the braking laws and regulations The main design and calculation of the disk brake. Key words: Wuling Hongguang S3; rear wheel disc brake; drum brake; brake system; 

6、 目錄 誠信承諾書 2 1前言 1 1.1制動系統(tǒng)的基本概念 1 1.2制動系統(tǒng)發(fā)展史 2 1.3研究方向 2 1.4轎車車型： 3 1.5設計步驟： 3 2制動器結構形式選擇 4 2.1盤式制動器結構 4 2.2鼓式制動器結構 5 2.3五菱宏光S3型轎車制動器結構最終確定 6 3制動器主要參數選擇 8 3.1設計參數及要求 8 3.2車輛制動受力情況分析 8 3.3前后輪制動器制動力的理想分配 9 3.4前后輪制動器制動力的實際分配 11 3.5同步附著系數的選取 12 3.6制動力分配法規(guī)要求及校核 12 3.7制動距離校核 13 3.8最大制動

7、力矩 15 4制動器設計計算 16 4.1制動盤直徑 16 4.2制動盤厚度 16 4.3摩擦襯塊外半徑和內半徑 16 4.4制動襯塊工作面積 17 4.5制動輪缸直徑的選擇 17 5制動器主要零部件設計 19 5.1制動鉗 19 5.2制動盤 19 5.3制動器間隙調整 20 5.4制動塊 20 6.結論 21 6.1盤式制動器取代鼓式的原因 21 6.2對盤式制動器未來的展望 22 參考文獻 23 致謝 24 附錄 25 MATLAB 25 后軸制動器總成 30 英文翻譯 31 1前言 總的來說，經濟的發(fā)展帶動了需

8、求。隨著汽車的飛速發(fā)展和人們經濟水平的不斷提高，人們對安全問題的關注已經超過了快捷方便。制動系統(tǒng)便是一種保護車輛駕駛員或乘客的安全系統(tǒng)，評價一個制動系的優(yōu)劣可以根據其是否具有滿足要求的制動效能如：行車制動能力、駐車制動能力，是否具有雙管路保證其行駛安全，當汽車在行駛中用一個速度進行制動是否會使汽車喪失操作穩(wěn)定性等方面綜合來看。 雖然說盤式與鼓式制動器各有千秋，不過就事論事的話，還是盤式制動器更勝一籌，因為在制動方面，盤式制動器一直處于領先地位，其根據結構不同一般分為全盤式盤式制動器、鉗盤式盤式制動器、液壓盤式制動器，其主要功能是縮短剎車時間，制動力使汽車動能以一種熱能的方式消散。[1] 1

9、.1制動系統(tǒng)的基本概念 可以使行駛中的汽車以一個適當的減速度，不斷地降低汽車行駛車速，直到停車和令其停靠在路邊或是上坡、下坡道路上靜止不動，以及在下坡行駛中保持一個穩(wěn)定車速的功能部件便是車輛制動器；包含制動器在內等一系列幫助駕駛員根據外在情況，方便其制動，影響以及用外力控制汽車行駛、駐車的裝置系統(tǒng)統(tǒng)稱為制動系。[2]總的來說，制動系統(tǒng)這個整體是有著兩個主要的裝置，其一是制動操作機構，其二便是制動器，制動操縱機構的作用一般是控制制動力，將制動力傳達到制動器各部位處，現(xiàn)如今我們常用的制動器分別為盤式制動器和鼓式制動器等，設計中也就應對這盤式制動器以及鼓式制動器兩種制動器做出符合研究目的的設計。這

10、兩種制動器的本質就是利用其中的某一個固定元件對另一個運動的原件進行旋轉或滑動產生摩擦力阻礙汽車的行駛運動趨勢，或?？窟\動趨勢。 制動系統(tǒng)必須具有兩種互不干擾的制動裝置，其中控制汽車行駛減速和下坡保持一定車速的制動裝置為行車制動裝置，而另一種控制車輛靜止停靠坡道或是平地的成為駐車制動裝置，制動器以及制動驅動機構一起組成了這兩套中的任意一套裝置，同時這兩種裝置是一輛車中缺一不可的存在，它們分別保證了汽車的行駛時的安穩(wěn)以及停靠時的平穩(wěn)。[3] 可以有行車制動裝置和駐車制動裝置外，還有利用機械力源的應急制動裝置與輔助制動裝置。應急制動這種裝置在一些采用動力制動或是伺服制動的汽車發(fā)生氣壓裝置壓力過低

11、時可用其實現(xiàn)汽車制動脫離險境；輔助制動裝置主要用于對下坡行駛的車輛進行緩速，特點是汽車行駛速度越低其制動作用越低，也因此它并不適用于駐車制動。[4] 圖1.1 制動系的組成 所有汽車制動系應該具有四個裝置，分別為：提供能量并且便于調節(jié)的供能裝置；能夠產生制動的動作并且影響制動效果的不同部件的控制裝置；將制動所產生的能量傳遞給制動器不同部位的傳動裝置，以及阻止阻擾汽車行駛或行駛趨勢的制動器。[5] 1.2制動系統(tǒng)發(fā)展史 最初的汽車因為其極低的使用率以及實用性，結構簡陋的它的傳動系統(tǒng)并未設計完全，所以大部分汽車并沒有關于制動系統(tǒng)的裝置，而一小部分有的僅僅是根據馬車制造出來的一種使用效果

12、極差的手剎制動。[6] 隨著汽車速度的提升，20世紀初鼓式剎車器由威廉邁巴赫設計并將其作用在汽車上，在其兩年后盤式制動器被英國工程師佛雷德里克威廉蘭切斯特所設計出并且申請專利，不過由于當時技術以及材料的局限性以及糟糕的道路狀況，盤式制動器壽命過短而沒有流行起來，而因為19世紀末20世紀初的車小，速度低，所以當時簡單的機械制動便可滿足其需要。[7]不過，直至20世紀20年代時四輪制動系統(tǒng)普及后,鼓式制動器開始逐步暴露出其容易產生大量熱量導致熱衰竭的不足,盤式制動器隨著制造工藝的進步再一次成為了設計師的一個選擇。[8] 1.3研究方向 根據相關調查可以得知，現(xiàn)如今的汽車采用的一般為前盤后鼓相

13、互結合的形式，這種形式的優(yōu)點在于，汽車前輪的盤式制動器在干凈空氣中運作，而后輪的鼓式制動器則在相對惡劣的環(huán)境中，也就是較多的塵埃以及碎屑，鼓式的防塵以及防銹的功能更勝一籌，并且這樣的搭配，能在獲得更好的效率上，擁有更實惠的價格。[9]現(xiàn)如今，隨著材料質量的提高以及技術的進步，鼓式制動器雖然成本劃算但是性能已經滿足不了中高型的轎車，一般采取四輪盤式制動器，前輪通風盤式制動器以及后輪普通盤式制動器的方式，其優(yōu)勢在于散熱更快，質量更小，而且剎車力大作用效果快，比鼓式面對一些惡劣的道路環(huán)境時有著更大的優(yōu)勢。[10] 值得一提的是，四輪盤式制動器并非是未來人們最為期待的一種組合方式，汽車的行駛速度在不

14、斷地提升，隨之相應的人們對制動系統(tǒng)的胃口也越來越大，或許在不遠的將來盤式剎車和20世紀40年代后期所出現(xiàn)的ABS這類傳統(tǒng)的液壓制動控制系統(tǒng)會被全電子制動控制所取代，但是，目前來說，四輪盤式制動器依舊是改變現(xiàn)階段鼓式制動器不足的一劑良方。[11] 本設計主要考慮的便是，如何有效的降低后輪盤式制動器所帶來的的復雜性以及如何有效防銹防塵，在這里以盤式制動器為研究方向，保證制動鉗體尺寸以及布置合理，減少面積浪費實現(xiàn)減能夠合理有效地運用在五菱宏光S3汽車上。 1.4轎車車型： 題目簡介：五菱宏光S3 2019款；后輪驅動；總長4655mm，總寬1735mm，高1790mm，；軸距2800mm，前輪

15、距1450mm，后輪距1465mm，整備質量1420kg，發(fā)動機排量1.5L，最大功率73kW，最大扭矩140Nm/3400rpm；最高車速150km/h；后輪胎205/65 R16。 根據提供的五菱宏光S3相關性能參數，考慮盤式制動器設計要求，可得出以下幾點研究方向： (1)制動器制動效能滿足要求，在任意速度下用該制動器進行制動，轎車不會發(fā)生失去操作性以及平衡性的現(xiàn)象。 (2)操作簡單，結構設計盡量向在不影響制動效能的前提下令其簡單可靠，而且制動時保證產生少量噪音。 (3)所選材料盡可能減少對人體的危害以及對壞境的污染，延長制動器內各部位結構的使用時間，且當其功能元件遭到磨損或破壞時

16、，應有響聲或是光信號報警提示。[12] 1.5設計步驟： (1)分析五菱宏光S3自動離合版豪華型制動器的設計要求進行相關設計，之后通過計算以及驗算等挑選可行可靠的結構方案。 (2)對后輪制動器的制動鉗，摩擦襯片等主要部件進行設計計算。 (3)通過相關公式計算最大制動力矩、制動器因素、分配系數等一系列相關參數進行選擇。 (4)最后用Auto CAD對所研究的盤式制動器進行結構設計以及結構圖繪制。  2制動器結構形式選擇 大多數車輛制動器的阻礙力和阻礙力矩都是借助摩擦原理，得到摩擦力阻礙車輛運轉，以達到減緩車速的效果，制動器由固定元件與旋轉元件兩個主要部分組成，車輛制動時

17、，旋轉元件轉，跟固定元件劇烈摩擦，產生的摩擦力提供制動力矩，這種工作原理的制動器又叫做摩擦制動器，旋轉元件的安裝位置不同，制動的效果也會隨之改變。[13]中央制動器的旋轉元件和半軸相接，借助驅動橋的傳遞，將制動器的阻礙物傳給車輪，不過反應過度所以慢且效果不理想，駕駛員便只能通過操縱桿控制制動作為駐車制動或者緩速制動使用。 前文所述制動器的作用是阻礙汽車行駛運動的趨勢和停靠穩(wěn)定的一個制動系統(tǒng)的重要裝置，它的優(yōu)劣好壞關乎安全，而發(fā)展至今，制動器的種類有許多，下面就從以下的盤式制動器，鼓式制動器中相比較解釋說明本設計為何選取五菱宏光S后輪作為盤式制動器的原因，還有選取哪一種結構的盤式制動器作為主要

18、設計方向，比對起來有什么優(yōu)勢，在這個方向下設計出符合國家規(guī)定的五菱宏光S后輪盤式制動器。 2.1盤式制動器結構 盤式制動器根據摩擦片的位置不同可以分為鉗盤式（點盤式制動器）以及全盤式（離合器式制動器）兩類，主要的工作元件是一個金屬圓盤的摩擦副，也就是制動盤，選定制動盤的端面為工作面，通過摩擦襯塊產生的摩擦力起到制動的效果。全盤式制動器，即固定一塊與工作面完全解除的圓盤形摩擦襯塊，制動能力強勁且復雜。而鉗盤式又可以根據不同結構的制動鉗分為定鉗盤式與浮動鉗盤式，盤式制動器相比鼓式制動器晚兩年發(fā)明，直到20世紀50年代才步入高速發(fā)展時期，并且在70年代被大規(guī)模使用，旋轉元件為圓盤型，接觸工作面為

19、上下兩圓面。 (1)鉗盤式制動器 定鉗盤式：制動鉗不會隨著車輪運動而運動，固定安裝在橋殼或轉向節(jié)上，只有制動塊會向盤面移動，整個結構中只有活塞以及制動塊可以運動，又稱其為對置活塞式或是浮動活塞式，因此制動鉗無法轉動或者按照軸線移動。定鉗盤保證剛度，油缸多，可惜結構較為復雜，雖然制動鉗尺寸大，而且對于多回路有所契合，不過也是因為所需要的液壓缸過多所以成本也較高，制動性能上來講的話，工作溫度高時，在油道發(fā)生汽化的現(xiàn)象會令制動性能下降。所以它更多的時候被選做駐車制動器來用，確保車輛停止時候的效果，而不是行車制動器的最好的一個選擇。 浮動盤式制動器：與定鉗盤式不同，它的鉗體是相對運動的，只在制動

20、盤內側有液壓缸，運動方式分為鉗體平行滑動以及繞支承銷擺動，而且滑動擺動二者相比，滑動較為廣泛運用。它優(yōu)勢在于，軸向尺寸更低，制動器更接近輪轂，也就是結構簡單且尺寸小，性價比這樣來說就更高，因為冷卻性能強所以汽化現(xiàn)象少發(fā)生，制動性能也遠遠比定鉗盤這種優(yōu)秀，不管是駐車亦或是行車都十分實用，就是結構缺點為磨損損耗大，還有噪聲污染的問題，這是鉗體的不規(guī)則活動原因。 (2)全盤式制動器 全盤式制動器的特點是運動的部件以及固定部件都是圓盤形的，他的工作過程類似于摩擦式離合器也就是說，它的摩擦面是直接與自動盤接觸，產生制動力，不過因為它散熱的功能并不是很好，冷卻速度也慢，所以并不被車主所青睞，也就是已經

21、被逐漸淘汰。 2.2鼓式制動器結構 鼓式制動器是人們最早研發(fā)并且開始使用的實際意義上的制動器結構形式由于其特點又可以稱為塊式制動器，因為它是利用制動塊緊壓制動輪來使行駛或?？康能囕v減速以及穩(wěn)定的，根據其擠壓制動鼓分為內張式與外張式兩類，工作面是摩擦面時候，即內張型；外束型則時外摩擦面，不過因為外束型的那類制動器制動能力差，所以二者比較，內張式的使用較多，而外張式則比較小眾且通常用作駐車制動，一般也可以叫其為帶式制動器，旋轉元件為鼓型，接觸工作面為圓柱形。 鼓式制動器按制動蹄受力可分為以下幾種不同類型的制動器： (1) 領從蹄式制動器 圖2.2 領從蹄式制動器 若汽車在行駛中制動

22、鼓旋轉方向如同圖2.2中所示，圖中1為領蹄2為從蹄，倒車時兩者會相互對換。這種制動器的穩(wěn)定性與其他相比均處于一個中間位置，更因為其不論是行車制動還是駐車制動性能都沒有較大的變化，也就是相對穩(wěn)定，并且在鼓式制動器中它的結構也相對簡單，成本小，因此使用起來受中、重型貨車還有部分小型汽車車主的喜愛。 (2)雙領從蹄式制動器 制動鼓正轉時，也就是汽車行駛時，兩個制動蹄都是領蹄，相反情況則均為從蹄的盤式制動器。 另一特點，雙領從蹄式制動器各部件在制動底板上為中心對稱，這與領從蹄式制動的軸對稱不同。同時因為行駛以及倒車時候不同的改變，實質上是變成了單向雙領蹄式制動器，可以得知在其雙為領蹄也就是行駛前

23、進時候，制動效能是比較高的，相反在其變成雙從蹄倒車時，它的制動效能就會大大的下降。 (3)雙向雙領蹄式制動器 汽車不論行駛還是倒車時，兩個制動蹄均為領蹄作用，也正因為如此，其制動效能一直處于一個較高的狀態(tài)且不變，不僅效能不變，因為是同時作用的一個狀態(tài)，其磨損也處于一個均勻的狀態(tài)也就是使用壽命相同，但是也因為如此其結構相比起來較為復雜，制動鼓間隙調整也十分困難。 (4)單向增力式制動器 這種盤式制動器結構特點在于:它的兩個蹄片各自位于頂桿的兩邊，而且只有一支在它上方的承銷，單輪活塞也僅僅只有一個。與雙領從蹄式制動器類似，在行駛中這種制動器的制動效能較好，而在掛擋倒車的時候就變差。 (5

24、)雙向增力式制動器 兩個蹄片頂端均有一個支點，這支點雖然二者共用但是卻并不同時使用，支點下方還有一個內部裝兩個活塞用來同時驅動張開兩個蹄片的輪缸，而且兩個蹄片依靠下方的推桿結成了一個整體，與單向增力不同的是，它的四領蹄上有一個十分小的張開力，不過，由于四領蹄下端受到主領蹄也就是推桿帶來的張開力十分大，四領蹄的制動力矩變大，可以用一個較小的力獲得十分高的制動器效能，不過其效能穩(wěn)定性差且磨損嚴重令其無法較為廣泛的使用。 總結上述可知，盤式制動器主要的缺點在于，防塵防銹能力不足，結構太過復雜；摩擦襯塊過小，替換時間過短且需要用高材質的材料來彌補。 2.3五菱宏光S3型轎車制動器結構最終確定

25、根據上述綜合來看，制動器的優(yōu)劣與制動效能、制動效能的穩(wěn)定性、結構、防塵等相關聯(lián)，鼓式制動器的優(yōu)點在于更加的經濟，而且防塵防銹比盤式制動器要好，不過，這并不是說盤式制動器一無所成，相反，它有著優(yōu)秀的制動力效能，比鼓式能更快更穩(wěn)定地令行駛中的車輛停止下來，因為摩擦襯片表面積小，所以熱膨脹對其的影響小，也就是說它的散熱性較好，并且，由于制動的本質就是通過摩擦力來做功，與汽車中的動力相作用，將動能變成熱能喪失在空氣中，由此達到令汽車停止下來的目的，所以可以得知，一個制動器還要考慮其散熱性是否優(yōu)秀，若是散熱性能不足，則會使制動器處于一個高溫的狀態(tài)下工作，這樣對制動系的性能也有不利的影響，故此，本設計在設

26、計的過程中要以解決這些問題為目標進行設計。 盤式制動器固然有一些缺點，但是其優(yōu)點也足夠亮眼，更何況這些缺點如今看來并不是不能夠通過一些方法來令其變得不那么突出的，由于汽車的行駛或是倒擋倒車不影響制動力矩，質量更小更輕便，再者便是更快更穩(wěn)的制動力效能更符合了現(xiàn)在發(fā)展的需求，而且四輪碟剎在市場上也開始逐步提升地位，在許多車主心中的地位也有所提升，尤其是中高端配置的轎車，許多人都會在購買以后考慮，是否將前盤后鼓的形式改裝為前輪通風盤式制動器后輪普通實心盤的這種四輪碟剎的形式。 經過上述分析，選用盤式制動器，設計最主要考慮行車制動以及駐車制動，盤式制動器，雖然在行車制動的這方面有著比鼓式制動器更為

27、明顯的優(yōu)勢，但是作為五菱宏光S3轎車后輪的一個制動器，除了一些不可以避免的麻煩上，應該盡力去減少其不夠優(yōu)秀的地方，并且保證本設計能達到相應的標準，實用并可行。  3制動器主要參數選擇 盤式制動器設計的流程簡述為：先查閱相關的國家標準保證最終設計出來的盤式制動器，在國家的常規(guī)標準中，也就是實用并可以使用的。根據所選的樣車參數借鑒同一車型后輪的盤式制動器的初始參數進行初步的設計，并且保證制動力矩的計算以及磨損性能的計算要合理，并進行驗算，經過不停地對比設計相關要求，直到相對合理才算計算合理。隨后，根據上一步的結果對所選參數進行修正處理，直到最后滿足標準便可以對各部分結構開始分析設計

28、了。 3.1設計參數及要求 如表3.1所示為本文的參考車型主要參數： 表3.1 基礎參數 車型 五菱宏光轎車 軸荷 滿載（1800kg） 前軸（kg） 1100 后軸（kg） 700 空載（1420kg） 前軸（kg） 850 后軸（kg） 570 輪胎規(guī)格 前、后輪輪胎規(guī)格 205/65R16 軸距（mm） 2800 質心高度（mm） 650（空載）/620（滿載） 本文取重力加速度g=9.8m/s2 3.2車輛制動受力情況分析 圖3.1 車輪受力 FXb地面摩擦力（N）FZ路面豎直方向反作用力；Tp車軸推力（N）；W車輪

29、垂直受力（N）；Tμ制動器制動(摩擦)力矩（Nm）；r車輪半徑 力的平衡分析可得： FXb=Tμr （1） 圖3.2 摩擦力、制動摩擦力、附著力 繪制地面摩擦力、制動器摩擦力、附著力三者曲線變化如圖3.2所示。由圖可知，當駕駛員加大對制動踏板的作用力FP，車輪滾動前進，地面摩擦力FXb與制動器摩擦力Fμ兩者增量相同，一直保持相等。但對踏板的作用力突破臨界值后，制動器摩擦力繼續(xù)增加，但地面制動力無法超過地面附著力Fμ，此時車輪發(fā)生“抱死”現(xiàn)象，變?yōu)榛瑒忧斑M，前進軌跡難以控制。 3.3前后輪制動器制動力的理想分配 由于車輛發(fā)生“抱死”現(xiàn)象會導致駕駛員對轉向盤的操作失控，因此合理分

30、配前后制動器的制動力，確保地面附著力在一個合理的范圍是制動時的安全保障。以下對車輛行駛過程中制動操作車輛的受力進行分析，如圖3.3所示。 圖3.3 車輛受力分析 z制動強度，dudt=zg。FXb1前軸地面摩擦力（N）；FXb2后軸地面摩擦力（N）； G車輛重力（N）；FZ1——前輪受地面垂直反力（N）；FZ2——后輪受地面垂直反力（N） 聯(lián)立計算地面垂直反力： FZ1=GLb+zhgFZ2=GLa?zhg （2） 任意路面附著系數，當車輛前后輪均出現(xiàn)抱死的情況時， 即dudt=φg，可得下式： FZ1=GLb+φhgFZ2=GLa?φhg （3） 車輛在任意路面

31、附著系數的條件下前后輪均抱死需滿足前、后輪附著力與其相應的制動器摩擦力相等，如下式： Fμ1+Fμ2=φGFμ1Fμ2=FZ1FZ2 （4） 聯(lián)立以上公式可得， Fμ2=12Ghgb2+4hgLGFμ1?Gbhg+2Fμ1 （5） 以此式作圖得到I曲線，即前后輪制動力理想分配曲線，如圖3.4所示為本次設計參考車型在不同載荷條件下的I曲線。 圖3.4 不同載荷條件下制動力分配 分析I曲線的推導過程，當車輛在任意路面附著系數的條件下前后輪均出現(xiàn)抱死情況時，地面摩擦力、制動器摩擦力、地面附著力三者相等，故I曲線同時可代表三者的變化曲線。 3.4前后輪制動器制動力的實際分配 在

32、車輛實際行駛過程中，前后軸制動力的比值通常無法改變，為定值，因此兩軸制動力的比例關系無法達到理想分配曲線，因此，我們在設計計算時引入一個制動器制動力分配系數β進行計算。 β=Fμ1Fμ （6） 其中， Fμ1前軸制動力； Fμ2后軸制動力； Fμ總制動力，F(xiàn)μ=Fμ1+Fμ2。 如圖3.5 β曲線，是一條斜率為tanθ=1?ββ過原點的直線，是車輛行駛過程中的實際制動力分配曲線。 3.5同步附著系數的選取 同步附著系數，即車輛實際行駛過程中，前后輪同時發(fā)生“抱死”現(xiàn)象的附著系數，該系數由車輛的結構設計及零部件選擇有關，無法改變，因此為防止出現(xiàn)抱死所帶來的危險，該值越大越好。同

33、步附著系數可作為車輛評價制動能力好壞的指標。 如圖3.5所示β曲線與I曲線的交點即本次設計參考車型的同步附著系數，假設車輛在滿載條件下，且行駛的路況良好，初步選定此時同步附著系數φ0=0.96。當車輛前后輪同時發(fā)生“抱死”現(xiàn)象時，由上文分析可得如下式： φ0=Lβ?bhg （7） 代入φ0=0.96，計算出制動力分配系數β=0.8237； 又以空載條件下，代入制動力分配系數計算，得空載條件下的同步附著系數φ0=0.8179。 圖3.5 制動力分配曲線 3.6制動力分配法規(guī)要求及校核 由前文可知，φ>φ0或φ<φ0時車輛都不會發(fā)生前后輪均抱死的現(xiàn)象，只有車輛在路面條件滿足同

34、步附著系數時，車輛行駛過程中制動才能發(fā)生同時抱死的現(xiàn)象，因此地面附著系數不等于φ0時，就無法利用地面附著條件，以下將引入附著系數φi從理論角度論證這一說法。 φi=FXbiFZi （8） 制動強度均為z，其中第i軸的參數如下， FXbi地面摩擦力 FZi受到地面的作用反力 φi利用附著系數 由上式可知，φi與制動強度相等的條件下，制動力分配充分借助地面附著條件，達到最佳狀態(tài)，因此我們在制動器設計過程當中，選取的利用附著系數力求靠近制動強度。 如圖3.6所示是參考車型的利用附著系數與制動強度的關系曲線，符合要求 圖3.6 附著系數與制動強度 3.7制動距離校核 車輛在一

35、定速度條件下，行駛在確定路面上，駕駛員進行制動操作時，開始操控制動裝置起計時，直到車輛完全靜止不動停止計時，這段時間稱作車輛的制動時間。該段時間內所行駛的路程稱作制動距離。按照規(guī)定，M1類車型在初速度v=80km/h的條件下行駛，路況條件為附著系數不小于0.7，縱向坡度小于1%，且清潔、干爽的瀝青路面或硬度較高的水泥路面，制動距離Smax不得超過50.67m，計算如下式所示： Smax=（0.1v+v2150） 此時前軸制動效率為： Ef=bLβ?φfhgL （11） 后軸制動效率為： Er=aL1?β?φrhgL （12） 繪制前后軸制動效率曲線如圖3.7所示，橫坐標為附著系

36、數，縱坐標為制動效率，依次探究對地面附著條件的利用程度。 圖3.7 前后制動效率曲線 由于本次設計的參考車型為輕型轎車，故正常情況下，路面條件較好，故初步選定附著系數φ=0.96。由圖3.7所示，在空載條件下，車輛行駛過程中最先出現(xiàn)“抱死”臨界現(xiàn)象的是后輪，此時制動效率為90.33%，即后輪正常滾動情況下，制動附著力利用率為90.33%。此時采取制動，減速度大小為：z空max=0.96*0.9033g=0.8672g。由圖3.7所示，若在車輛滿載條件下，駕駛員采取制動，前后輪同時抱死，故制動附著條件利用率就能達到1，此時制動減速度z滿max=0.96*1g=0.96g。 因此制動

37、距離計算如下式： S滿=0.1v+v225.92z滿max=34.24m （13） S空=0.1v+v225.92z空max=37.05m （14） 制動距離均小于50.67m，符合要求。 3.8最大制動力矩 由上文分析可知，當路面附著系數為行駛車輛在滿載條件下的同步附著系數時，利用率達到最大，則此時制動力矩也達到最大值。故取制動強度z=φ0=0.96，分別計算兩軸的最大制動力矩如下式： Tmax1=FmaxZ1φ0rr=GL（b+φ0hg）φ0rr=8879.3Nm （15） Tmax2=Tmax1a?φ0hgb+φ0hg=1900.7Nm （16） 

38、 4制動器設計計算 4.1制動盤直徑 制動器直接安裝在車輪上，設計制動盤時，由于輪輞直徑的限制，故我們應考慮制動器的裝配問題，查閱《機械設計手冊》可得，制動盤大小的取值范圍是輪輞直徑的70%-79%。由參考車型基本參數表可知，本次設計輪胎型號是205/65R16，故輪輞直徑Dr=16*25.4mm=406.4mm，不過因為大的制動盤直徑更加優(yōu)秀，能減輕摩擦襯塊的負荷，所以我們盡量選較大的直徑。 因此后軸制動盤直徑D1=70%~79%Dr=284.48mm~321.056mm，本次設計取D1=315mm。 4.2制動盤厚度 制動盤的厚度選擇與制動器的質量和散熱性能有關。厚度小，質量輕，

39、耐熱性能下降；反之加大厚度，提升耐熱性能的同時，質量的上升則會導致制動器過重，破壞車輛的平衡性。制動盤的內部結構有兩種常見形式，即實心式與通風式，實心式的阻力大，厚度取值區(qū)間為；通風式則散熱性能更佳，厚度相對實心式較厚，通常為?？紤]到本次設計參考車型為小型經濟性轎車，故選擇實心制動盤，厚度。 4.3摩擦襯塊外半徑和內半徑 在摩擦襯塊的選擇設計上，內外半徑的比值關系到制動器工作的安全可靠性及制動器的使用壽命。由于角速度相同，所以若摩擦襯塊內外半徑相差過大，則內外兩側線速度差異較大。制動器工作時，旋轉元件與制動元件摩擦，外側磨損速度遠遠大于內側，容易出現(xiàn)失調的情況。查閱《機械設計手冊》可知，兩

40、者的建議比值R2R1≤1.5。 根據上文可知，制動盤直徑D=315mm，故由下式計算可得本次設計制動器的摩擦襯塊外半徑為： R2=D2=157.5mm 圓整后取得：R2=155mm， 又因為R2R1≤1.5，故取R1=115mm。 4.4制動襯塊工作面積 由于制動襯塊所負擔的載荷與輪的負荷有關，故計算后軸制動襯塊的制動面積時，首先計算在滿載條件下，后輪的負荷情況： 由3.1參考車型的基本參數可知汽車滿載質量與后軸分配系數，故計算后輪負荷如下式 FZ1=GLb+φhg=1282.94kg （17） 查閱《機械設計手冊》可知，通常制動襯塊的單位工作面積負荷大小范圍是1.6~3.

41、5kg/cm2。 故代入，可得 FZ14A=1.6~3.5kg （18） 計算，得A=45.82~100.32cm2 又有襯塊中心角與工作面積的關系如下式所示 A=πθR22?R12360 （19） 代入計算，得襯塊中心角θ=48.62~106.11，取θ=50， 代入式(19)計算，得工作面積A=47.12cm2。 4.5制動輪缸直徑的選擇 理論上，制動器正常工作，制動盤與襯塊接觸良好的條件下，且工作面受力均勻，在這種狀態(tài)下，制動器的計算制動力矩如下式： Mμ=2fFR （20） 式中， R——作用半徑，取有效半徑Re； F——單側制動塊給制動盤施加的壓力；

42、 Mμ——最大制動力，即Tmax2； f——摩擦系數，取f=0.3，摩擦系數不宜過小，產生的阻力矩??；也不易過大，摩擦熱量過高，破壞制動器的熱穩(wěn)定。 圖4.1 摩擦襯塊 故平均半徑計算如下式所示： Rm=R1+R22=135mm （21） 有效半徑，即扇形表面面積中心與制動盤中心的距離，兩者關系如下式所示： Re=23R23?R13R22?R12=431?m1+m2Rm （22） 其中，因為m=R1R2=0.742>0.65。故有效半徑Re=147.33mm。 制動輪缸直徑計算公式如下： d=4Fπp （23） 其中： p——制動管路壓力，取值范圍是,取p=12

43、MPa。 將上文參數代入式(23)計算可得后制動輪缸直徑： 后輪d2=35.2mm。 查閱《機械設計手冊》可知，輪缸直徑尺寸選擇為國家標準規(guī)定，根據，依照就近原則，本次設計選定制動輪缸直徑如下： 后輪d1=35mm。  5制動器主要零部件設計 5.1制動鉗 本次畢業(yè)設計的的制動鉗的材料是鋁合金，鋁合金是因為在剎車的時候剎車片會因為摩擦而升溫，這時候如果是散熱不那么快的材質那么剎車油容易失效，會對駕駛員的安全造成一定的危害，所以本次設計制動鉗的材料選擇了鋁合金。然后制造方法是壓鑄形成。一般而言，制動鉗分為兩個部分，這兩個部分用導向桿連接。制動盤的外部會有一定程度的開口，

44、開口的目的是為了不需要卸下制動鉗就可以檢查或者拆下制動塊。本文之前已經計算出來了一些制動器的相應的數據，例如油缸以及尺寸等，這里就不總重復說明，值得一提的是，制動鉗的安裝位置不同所帶來的作用偏倚也有所不同，而本次畢業(yè)設計所選將其安置在車軸的后方，這種安全位置的一個好處是能夠在一定程度上保護輪毅分擔一些其承受的載荷。 5.2制動盤 制動盤要考慮的東西很多，其中最主要的就是它受熱是否會變形，以及它散發(fā)熱量出去的能力強弱。 本文之前已經計算出來了一些制動器的相應的數據，例如制動盤的厚度以及制動盤的半徑大小等等這里就不總重復說明。 本次畢業(yè)設計的制動盤的形狀是禮帽形狀，材料選用的是珠光體灰鑄鐵

45、，灰鑄鐵作為材料較重，所以注意要用更大的彈簧還有減震器。 本次畢業(yè)設計的制動盤的表面應該光滑平整且干凈，制動盤的表面的粗糙度應該小于等于60微米，其制動盤兩側的不平度應該是小于等于15微米，不平衡度應該小于等于1Ncm。 5.3制動器間隙調整 為了保證制動盤的運動，在制動盤和制動襯塊之間需要有一定的間隙，制動器其單側間隙一般而言是0.05mm到0.15mm。由于制動器日常的磨損，因此需要有相應的間隙調整裝置。本次畢業(yè)設計選用的是帶有斜角的橡膠密封圈，這種結構簡單并能夠實現(xiàn)間隙自動調整和復位的功能。當磨損間隔較大的時候，這種結構就會達到最大變形，此時制動缸會會克服密封圈的摩擦阻力，導致制動

46、缸與密封圈之間有一段不可恢復的相對位移，制動結束后的制動缸就回不到原來的起始位置，從而完成間隙自動調整。 5.4制動塊 本次畢業(yè)設計的摩擦襯快的形狀是扇形，面積微小，而且之前已經計算出來了內外半徑大小以及中心角，這里就不再重復。本次畢業(yè)設計的摩擦襯快的材料選擇是半金屬摩阻材料，摩擦系數f=0.3，這種材料是由膠水、摩擦性能調節(jié)劑以及金屬纖維構成的，這種材料的優(yōu)點就是他的耐磨性以及耐熱性都很高，相較于石棉粉而言，更加的環(huán)保，因為石棉這種材料對人體有十分大的害處，再者，本次畢業(yè)設計選用的半金屬摩組材料，與石棉相比性能更加的好而且其耐熱的程度更高，國家的重視也使得其價格在不斷下降。本次畢業(yè)設計選

47、擇摩擦襯快的厚度為10mm。  6.結論 本次畢業(yè)設計的主要研究內容是五菱宏光轎車后輪盤式制動器的設計，根據相應的參數要求計算設計符合條件的一款后輪盤式制動器。這次的畢業(yè)設計主要是研究車輛的制動系統(tǒng)以及制動器的對比，從中選出，一款適合并且可以正常使用的，五菱宏光轎車后輪的盤式制動器，采用CAD畫圖，完成相關的盤式制動器重要零配件自制工程程圖紙以及總體的裝配圖的設計。 初期因為基礎薄弱，通過互聯(lián)網在網絡上查詢了許多相關的文獻，并借用了汽車設計等教材，進行了解，掌握設計思路，以后開始對后輪盤式制動器進行設計。 本文先簡單的講解了制動器的一些基本概念與相關知識，或自動系統(tǒng)的發(fā)

48、展歷史，以及確定本設計的研究的方向為五菱宏光后輪，盤式制動器設計時候分析介紹了各類制動器的優(yōu)缺點，在分析對比結束后選擇了浮動鉗盤式制動器作為對象，確定對象以后開始搜集有關制動器，的各類標準要求以及國家的規(guī)定，以及所選的五菱宏光S3車型，在官網上的各類參數數據。同時學習一些相關的理論，如制動的原理等等，在這些基礎上進行了各重要部位零部件的設計計算，最后，根據計算得來的相關重要零配件參數進行CAD上的繪圖設計。 當然，在此之外，還有一些尚未解決的問題，如自動器的間隙調整問題，以及具體加工工藝的設計等等。 6.1盤式制動器取代鼓式的原因 由前面的章節(jié)可以得知，隨著汽車技術的進步，越來越高檔高配

49、的車以及更穩(wěn)定的安全性成了人們購買的選擇，再加上人們思想上的改變?？梢詮木W絡相關查詢發(fā)現(xiàn)，許多車主從以前對前盤后鼓模式的單一推崇到如今轉變成了對前盤后盤的贊同以及認可，這是因為盤式制動器的優(yōu)越性是有目共睹，有跡可循的，與鼓式制動器不斷的互相比較之后可以發(fā)現(xiàn)它的制動效能更高，以及制動最主要的是一個穩(wěn)定性更好，即使是不同的道路，它的前后輪，制動起來都更加的相對穩(wěn)定，不會進行變化，再者，鼓式制動器若是散熱不夠好，容易出現(xiàn)熱衰退，這是因為散熱不好這一原因，在堵車或是高速行駛，亦或是一些，路面狀態(tài)不明或是復雜惡劣的地形需要對進行不斷的用制動器使行駛中的汽車保持平穩(wěn)以及減低速度，或者，不停地走走停停，使制

50、動器產生大量的熱量，而鼓式制動器在這種情況之下，所產生的大量的熱量因為散熱性不好的緣故，滯留在其中，這樣就影響到了將車輛產生的動能變成空氣中的熱能散發(fā)出去，滯留的熱量便會影響了制動器的性能，而這就是熱衰退的原因。 另一個原因便是，隨著現(xiàn)在市場的完善，還有，經濟方面的提升，轎車的價格上漲快，轎車的數量激增，相對于中高配的汽車，對那些有經濟實力的人來說，購買一款能夠使用長久，且性能良好的車輛就成了他們最首要的選擇，而盤式制動器，更靈敏的制動效果以及更加符合ABS的制動設計，加上更好看的外觀，這對希望得到良好的體驗的中高配車主來說，是更為優(yōu)秀的一個選擇。 6.2對盤式制動器未來的展望 當然，鼓

51、式制動器也并非一無是處，它的優(yōu)點是，更強的制動力量以及更加經濟和實惠的成本價格，在短時間內，是載重的大貨車，經濟拮據的一些家用車的不錯選擇。所以鼓式制動并非是淘汰的產品，但是不可以否認的是，在未來而言，盤式制動器是更適合家用轎車的。 技術是一個不停發(fā)展進步的過程，盤式制動器在更快更高效能更高配的車面前比鼓式制動器有著更大的發(fā)展空間，在經濟方面，雖說盤式比鼓式更加昂貴，但根據國家人均GDP來看個人的經濟能力在不斷地提升，所以因為經濟拮據而放棄使用盤式制動器的情況在未來可以望見會不斷地減少。在規(guī)定方面，國家安全法的強制要求就一些重要物品的車輛必使用盤式制動器，而這也給消費者造成了一個引導的作用，

52、事實上盤式這氣的安全性能確實是比較好，配置上，盤式制動器更加輕便美觀，而且更加良好的高端型汽車，所追求的，無非是更更良好的性能，以及更高端的配置，更舒適的操作性，還有更穩(wěn)定的安全性，所以，它更受這類車主的青睞，故此它的發(fā)展空間比鼓式制動器更大，在歐美等地，盤式制動器也發(fā)展的十分迅速，備受車主喜愛，一個主要的原因是其技術更高，而另一個則是歐美等地手動類型汽車較多，車主更熱衷于改裝自己的汽車使其高端起來，而盤式制動器的先進美觀，看起來不是那么笨重，還有操作起來更加的舒適安全等，更受到歡迎。  參考文獻 [1]陳家瑞.汽車構造(上冊).[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000：10-9

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56、es” International Journal of Automotive Technology, 2008, Vol.9 (6), pp.749-757  附錄 MATLAB clear; close all; clc; ma_1=1420; % 空載質量（kg） ma=1800; % 滿載質量（kg） g=9.8; % 重力加速度（m/s2） hg_1=0.65; % 空載質心高（m） hg=0.62; % 滿載質心高（m） L=2.8; % 軸距（m） G1_1=900; % 空載前軸負荷 G1=1100; % 滿載前后負荷 b_

57、1=G1_1*L/ma_1; % 空載質心到后軸的距離（m） b=G1*L/ma;% 滿載質心到后軸的距離（m） a_1=L-b_1; % 空載質心到前軸的距離（m） a=L-b; % 滿載質心到前軸的距離（m） G_1=ma_1*g; % 空載重力（N） G=ma*g; % 滿載重力（N） Phy=0.96;%滿載 Beta_chuxuan=(b+Phy*hg)/L; B=Beta_chuxuan; %β線 Fu1=(0:0.01:15000);% 制動器制動力 Fu2_1=0.5*(G_1/hg_1*(b_1^2+4*hg_1*L*Fu1/G_1).^0.5-(G

58、_1*b_1/hg_1+2*Fu1)); % 空載I線 plot(Fu1,Fu2_1,g) hold on Fu2=0.5*(G/hg*(b^2+4*hg*L*Fu1/G).^0.5-(G*b /hg+2*Fu1)); % 滿載I線 plot(Fu1,Fu2,b) hold on Phy0=(B*L-b_1)/hg_1; plot(Fu1,(1-B)*Fu1/B,r)%Fu2`=(1-B)*( Fu1+Fu2_1) title(制動力分配曲線) xlabel(Fu1/N) ylabel(Fu2/N) clear; close all; clc;

59、 ma_1=1420; % 空載質量（kg） ma=1800; % 滿載質量（kg） g=9.8; % 重力加速度（m/s2） hg_1=0.65; % 空載質心高（m） hg=0.62; % 滿載質心高（m） L=2.8; % 軸距（m） G1_1=900; % 空載前軸負荷 G1=1100; % 滿載前軸負荷 b_1=G1_1*L/ma_1; % 空載質心到后軸的距離（m） b=G1*L/ma;% 滿載質心到后軸的距離（m） a_1=L-b_1; % 空載質心到前軸的距離（m） a=L-b; % 滿載質心到前軸的距離（m） G_1=ma_1*g; % 空載重力（N）

60、 G=ma*g; % 滿載重力（N） Phy=0.96;%滿載 Beta_chuxuan=(b+Phy*hg)/L; B=Beta_chuxuan; %β線 z=(0:0.01:0.9); xf_1=B*z*L./(b_1+z*hg_1);%空載時的φf xf=B*z*L./(b+z*hg);%滿載時的φf xr_1=(1-B)*z*L./(a_1-z*hg_1);%空載時的φr xr=(1-B)*z*L./(a-z*hg);%滿載時的φf x=z; plot(z,xf_1,k,z,xf,b,z,xr_1,k--,z,xr,b--,z,x,g)%繪制曲線

61、 hold on z=(0.15:0.01:0.8); x1=(z+0.07)./0.85;%法規(guī)1 plot(z,x1,r-.) %繪制法規(guī)1曲線 hold on z=(0.35:0.01:0.45); x2=z+0.05;%法規(guī)2 plot(z,x2,r) %繪制法規(guī)2曲線 title(利用附著系數與制動強度的關系曲線) xlabel(制動強度) ylabel(利用附著系數 clear; close all; clc; ma_1=1420; % 空載質量（kg） ma=1800; % 滿載質量（kg） g=9.8; % 重力加速度（m/

62、s2） hg_1=0.65; % 空載質心高（m） hg=0.62; % 滿載質心高（m） L=2.8; % 軸距（m） G1_1=900; % 空載前軸負荷 G1=1100; % 滿載前軸負荷 b_1=G1_1*L/ma_1; % 空載質心到后軸的距離（m） b=G1*L/ma;% 滿載質心到后軸的距離（m） a_1=L-b_1; % 空載質心到前軸的距離（m） a=L-b; % 滿載質心到前軸的距離（m） G_1=ma_1*g; % 空載重力（N） G=ma*g; % 滿載重力（N） Phy=0.96;%滿載 Beta_chuxuan=(b+Phy*hg)/L;

63、 B=Beta_chuxuan; %β線 x=(0:0.01:1.0); Ef_1=b_1/L./(B-x*hg_1/L);%空載時的Ef Ef=b/L./(B-x*hg/L);%滿載時的Ef Er_1=a_1/L./((1-B)+x*hg_1/L);%空載時的Er Er=a/L./((1-B)+x*hg/L);%滿載時的Er figure(1); plot(x,Ef_1,k--,x,Ef,b,x,Er_1,k--,x,Er,b) axis([0 1 0 1]); title(前后制動效率曲線) xlabel(附著系數) ylabel(制動效

64、率) text(0.7,0.95,Er(空載)),text(0.9,0.75,Er(滿載)), text(0.3,0.85,Ef(滿載)),text(0.2,0.75,Ef(空載)) lear; close all; clc; ma_1=1420; % 空載質量（kg） ma=1800; % 滿載質量（kg） g=9.8; % 重力加速度（m/s2） hg_1=0.65; % 空載質心高（m） hg=0.62; % 滿載質心高（m） L=2.8; % 軸距（m） G1_1=900; % 空載前軸負荷 G1=1100; % 滿載前軸負荷 b_1=G1_1

65、*L/ma_1; % 空載質心到后軸的距離（m） b=G1*L/ma;% 滿載質心到后軸的距離（m） a_1=L-b_1; % 空載質心到前軸的距離（m） a=L-b; % 滿載質心到前軸的距離（m） G_1=ma_1*g; % 空載重力（N） G=ma*g; % 滿載重力（N） Phy=0.96;%滿載 Beta_chuxuan=(b+Phy*hg)/L; B=Beta_chuxuan; %β線 phy=0.96; v=80; S=0.1*v+(v*v/25.92/0.8912/9.8) Tmax1=G1*9.8/L*(b+phy*hg); Tmax2=Tma

66、x1*(a-phy*hg)/(b+phy*hg); T1=Tmax1/2; T2=Tmax2/2 clear; close all; clc; ma_1=1420; % 空載質量（kg） ma=1800; % 滿載質量（kg） g=9.8; % 重力加速度（m/s2） hg_1=0.65; % 空載質心高（m） hg=0.62; % 滿載質心高（m） L=2.8; % 軸距（m） G1_1=900; % 空載前軸負荷 G1=1100; % 滿載前軸負荷 b_1=G1_1*L/ma_1; % 空載質心到后軸的距離（m） b=G1*L/ma;% 滿載質心到后軸的距離（m） a_1=L-b_1; % 空載質心到前軸的距離（m） a=L-b; % 滿載質心到前軸的距離（m） G_1=ma_1*g; % 空載重力（N） G=ma*g; % 滿載重力（N） Phy=0.96;%滿載 Beta_chuxuan=(b