长安之星2汽车制动系设计说明书

2024年1月1日发(作者：特斯拉model 3及model y降价)

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题目：专业：班级：宿舍：学生：组长

指导老师：

汽车制动系设计

组员：

《汽车设计》课程设计

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简介

制动系统是汽车上用以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，从而对其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置。制动系统作用是：使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车；使已停驶的汽车在各种道路条件下（包括在坡道上）稳定驻车；使下坡行驶的汽车速度保持稳定。对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反的外力，而这些外力的大小都是随机的、不可控制的，因此汽车上必须装设一系列专门装置以实现上述功能。

绪论................................................................ 5

1 汽车制动系统概述及设计要求....................................... 6

1.1 概述.................................................................................................................. 6

1.1.1制动系统的组成..................................................................................... 6

1.1.2 制动系统的类型.................................................................................... 6

1.2 设计制动系统时应满足的要求.................................................................... 7

2 整车性能参数..................................................... 7

3 制动器形式的选择................................................. 8

3.1 鼓式制动器...................................................................................................... 8

3.2 盘式制动器...................................................................................................... 8

3.2.1 全盘式制动器........................................................................................ 8

3.2.2 钳盘式制动器........................................................................................ 9

3.3 选型................................................................................................................ 10

4 鼓式与盘式制动器主要参数的确定.................................. 11

4.制动鼓直径D .................................................................................................... 11

4.2摩擦衬片宽度b和包角β............................................................................. 12

4.3摩擦衬片起始角?0........................................................................................ 13

4.4制动器中心到张开力F0作用线的距离e .................................................... 13

4.5制动蹄支撑点位置坐标a和c........................................................................13

4.6摩擦片摩擦系数.....................................................14

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4.7制动盘直D......................................................................................................14

.4.8制动盘的厚度h..............................................14

4.9摩擦衬块内外半径的确定......................................14

4.10制动衬块工作面积A..........................................14

5 鼓式制动器主要零部件的设计...................................... 14

5.1制动蹄...................................................... 14

5.2 制动鼓 ..................................................... 16

5.3 摩擦衬片 ................................................... 17

5.4 摩擦材料 ................................................... 18

5.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 ............................... 19

5.6 制动支承装置................................................ 20

5.7 制动轮缸 ................................................... 20

5.8张开机构……………………………………………………………………20

6 盘式制动器的设计计算............................................ 20

6.1 同步附着系数的确定.................................................................................... 21

6.2 制动力分配系数的确定................................................................................ 22

6.3 前、后轮制动器制动力矩的确定................................................................ 24

6.4应急制动和驻车制动所需的制动力矩……………………………………27

6.4.1应急制动…………………………………………………………………27

6.4.2驻车制动…………………………………………………………………28

6.5陈片磨损特性的计算…………………………………………….…………29

7 制动驱动机构的设计与计算…………………………………………………..31

7.1制动驱动机构的形式…………………………………………….…………31

7.2分路系统………………………………………………………………….…32

7.3页压制动驱动机构的设计计算………………………………………....…33

7.3.1制动轮缸直径的确定……………………………………………….……33

7.3.2制动主缸直径的确定…………………………………………………….34

7.3.3制动踏板力和制动踏板工作行程Sp………………………….......……..36

7.3.4真空助力器的设计与计算..........................................................................38

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8 制动器零部件设计................................................ 38

7.1 滑动钳体........................................................................................................ 38

7.2 固定支架........................................................................................................ 38

7.3 制动盘............................................................................................................ 38

7.4 制动块............................................................................................................ 39

结束语............................................................. 40

总成图……………………………………………………………………………….41

参考文献........................................................... 42

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绪论

一个国家汽车工业的发展水平反映出该国家的整体工业水平。要发展一个国家的汽车工业，就汽车行业来说，汽车设计应处于一个举足轻重的位置。制动器的设计作为汽车设计的一个重要环节也是非常重要的，尤其是随着现代汽车技术的发展，道路条件的日益改善，车速越来越高，安全问题也愈受重视，制动器恰是影响汽车安全性的一个重要部件。因此，能够设计，制造出具有高制动性、可靠性的制动器是改善汽车设计的一个重要环节。

早期的制动器结构简单，仅仅是为了达到使汽车减速的目的。随着汽车工业及道路条件的完善，致使车速逐步提高，安全问题也就理所当然的被人们所普遍关注。汽车的安全性与汽车的制动系关系密切，制动距离直接影响其安全性。汽车设计行业投入了大量的人力、物力以研制、开发制动器，制动器结构和种类都有了变化。其使用要求也不仅限于减速，在达到较高的安全要求的同时，对于乘车的舒适性也有了新的定义。特别是ABS的运用，使汽车在安全设计方面迈出了一大步。

目前，制动器主要分为盘式与鼓式两种，且有前盘后鼓的发展趋势。在高档轿车中，更多的采用盘式制动器，盘式制动器又有固定钳式和浮动钳式两种。近年来随着汽车性能的提高，固定钳结构上的缺点暴露较为明显，因而导致浮动钳的迅速发展。

本设计是LG6360微型客车前制动器的设计，首先是分析选型。然后依据设计参数遵循制动器设计要求，进行制动器的一系列的设计计算。

本制动系采用X型双回路系统以提高制动系的可靠性，在一个回路失效时，其制动效能仍可保持原制动效能的50%。采用真空助力器，使操纵更轻便，减少驾驶员的疲劳。在前、后轮的制动力分配计算中参考了汽车设计的设计方法，使制动力分配更合理，提高了汽车的制动稳定性。

总之，通过本次设计，使制动器性能达到当今汽车发展的要求：经济性、可靠性、安全性，并符合环保要求。

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1 汽车制动系统概述及设计要求

1.1 概述

使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已经停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。

对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这外力的大小是随机的，不可控制的。因此，汽车上必须设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车上某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力，统称为制动力。这样的一系列专门装置即成为制动系统。

制动系统的功用：使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或停驻在坡道上。

1.1.1制动系统的组成

制动系统一般都具有以下四个基本组成部分：

1）供能装置——包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。其中，产生制动能量的部位称为制动能源。

2）控制装置——包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。

3）传动装置——包括将制动能量传输到制动器的各个部件。

4）制动器——产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系中的缓速装置。

较为完善的制动系还具有制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。

1.1.2 制动系统的类型

按制动系统的功用分类：

1）行车制动系——使行使中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。

2）驻车制动系——是以停止的汽车驻留在原地不动的一套装置。

3）第二制动系——在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在许多国家的制动法规中规定，第二制动系是汽车必须具备的。

辅助制动系——在汽车长下坡时用以稳定车速的一套装置。

按制动系统的制动能源分类：

1）人力制动系——以驾驶员的肢体作为唯一的制动能源的制动系。

2）动力制动系——完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系。

伺服制动系——兼用人力和发动机动力进行制动的制动系。

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按照制动能量的传输方式，制动系统又可分为机械式、液压式、气压式和电磁等。同时采用两种以上传能方式的制动系统可称为组合式制动系统。

1.2 设计制动系统时应满足的要求

设计制动系统时应满足如下主要要求：

1) 具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。

2) 工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，其中一套管路失效时，另一套的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵。

3) 在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。

4) 防止水和污泥进入制动器工作表面。

5) 制动能力的热稳定性良好。

6) 操纵轻便，并具有良好的随动性。

7) 制动时制动系统产生的噪音尽可能小，同时力求减少散发对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。

8) 作用滞后性应尽可能好。作用滞后性是指制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需的时间来评价。

9) 摩擦片应有足够的使用寿命。

10) 保证摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。

11) 当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系统应有音响火光信号等报警提示。

防止制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，所以近年来防抱死制动系统（ABS）在汽车上得到了很快的发展和应用。此外，由于含有石棉的摩擦材料在石棉有致癌公害问题已被淘汰，取而代之的各种无石棉型材料相继研制成功。

2 整车性能参数

长/宽/高（mm） 3658×1547×1950

轴距（mm） 2350

前后轮距（mm） 1280/1290

最高车速（km/h） 135

发动机型号 1.3L 82马力L4

变速器形式 5档手动

排量（L） 1.3

最大输出功率（kw/rpm） 60 /6000

最大输出扭矩（Nm/rpm） 102/3000

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悬架系统（前）麦弗逊式独立悬架、（后）螺旋弹簧非独立悬架

轮胎型号

165/70R13

整车质量 920kg

驱动方式中置后驱

3 制动器形式的选择

制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。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的结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种。

3.1 鼓式制动器

鼓式制动器主要包括领从蹄式、单向双领从蹄式、双向双领从蹄式，双从蹄式、单向增力式和双向增力式。蹄式制动器主要是蹄片固定支点的数量和位置不同；张开装置的形式与数量不同；制动时两块蹄片间有无相互作用。鼓式制动器通常装置在后轮。

3.2 盘式制动器

按摩擦副的固定元件的结构不同，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两类。

3.2.1 全盘式制动器

全盘式制动器摩擦副的元件和固定元件旋转都是圆盘形的，制动时各盘摩擦表面全部接触，作用原理如同离合器，故又称离合器式制动器。全盘式中用的较多的是多片全盘式制动器。多片全盘式制动器即可用作车轮制动器，也可用作缓行器。

3.2.2 钳盘式制动器

钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅30?~50?，故盘式制动器又被称为点盘式制动器。

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钳盘式制动器按制动钳的结构不同，分为以下几种。

（一）固定钳式

如图1a所示，制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。这种形式也成为对置活塞式或浮动活塞式。

固定钳式制动器存在着以下缺点：

1）液压缸较多，使制动钳结构复杂。

2）液压缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装现代化轿车的轮毂内。

3）热负荷大时，液压缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化。

4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。

这些缺点使得固定钳式制动器难以适应现代汽车的使用要求，故70年代以来，逐渐让位于浮钳盘式制动器。

图1 钳盘式制动器示意图

（二）浮动钳式

（1）滑动钳式如图1b所示，制动钳可以相对于制动盘作轴向滑动，其中只有在制动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固定安装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。

（2）摆动钳式如图1c所示，它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定在车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面而均匀的磨损。为此，有必要经衬块预先作成楔形。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀后即应更换。

浮钳盘式制动器的制动钳一般设计得可以相对制动盘转向滑动。其中，只在组、制动盘的内侧设置液压缸，而外侧的制动块则附加装在钳体上。

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图2 制动时车轮、制动盘及轮毂轴承的受力示意图

浮动钳式制动器的优点有：

1）仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；

2）没有跨越制动噢案的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；

3）成本低；

4）浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。

制动钳的安装位置可以在车轴之前或之后。由图2可见，制动钳位于轴后，能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减少；制动钳位于轴前，则可避免轮胎向钳内甩溅泥污。

3.3 选型

1、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，也便于设置驻车制动机构，故这种结构广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。所以后轮选用领从蹄式制动器。

2、与鼓式制动器相比，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。衬片摩擦表面压力分布比鼓式更均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与制动蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向膨胀量极小，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

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动时不易跑偏。

2）水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬片对盘的擦拭作用，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）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，故衬片上磨损也均匀。

7）更换制动块简单容易。

8）衬片与制动盘之间的间隙小（0.05~0.15mm），从而缩短了制动协调时间。

9）易实现间隙自动调整。

盘式制动器的主要缺点是：

1) 难以实现完全防尘和锈蚀（封闭的多片式全盘式制动器除外）。

2) 兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。

3) 在制动驱动机构中必须装用助力器。

4）因为衬片工作面积小，所以磨损快，寿命低，需用高材质的衬块。

盘式制动器在乘用车前轮上得到广泛应用。

因此，从结构，散热，技术，成本等多方面考虑，本设计长安之星微型客车前轮制动器决定采用浮钳盘式制动器。

4 鼓式与盘式制动器主要参数的确定

4.1制动鼓内径D

制动鼓与轮辋之间应保持足够间隙，通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。

制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：

乘用车 0.64~0.74

商用车 0.70~0.83

轮辋直径13英寸，即：Dr=13×25.4=330.2mm

故，D=211.33~244.35

查看专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》取D=220mm

4.2 摩擦衬片宽度b和包角β

摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸过

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小，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸过大，则质量大，不易加工，并且增加了成本。

这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积A?,即

A???Db(?1??2)/360 mm2 （5-1）

式中：D—制动鼓内径（mm）

b—制动蹄摩擦衬片宽度(mm)

?1,?2—分别为两蹄的摩擦衬片包角，（°）

摩擦衬片的包角?通常在??90~120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角??90~100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小?虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120°，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。

取?=90°

摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触，通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如表5-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角?，即：

A?Rb? （5-2）

式中,

?是以弧度为单位，当A，R，?确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。

表5-2 制动器衬片摩擦面积

汽车类型

轿车

汽车总质量ma/t

0.9-1.5

1.5-2.5

客车与货车 1.0-1.5

1.5-2.5

2.5-3.5

3.5-7.0

7.0-12.0

12.0-17.0

单个制动器总的衬片摩擦面积?A/mm2

100-200

200-300

120-200

150-250(多为150-200)

250-400

300-650

550-1000

600-1500(多600-1200)

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制动鼓各制动蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。

根据5-2初选A=250cm尺寸系列》可取75mm。

校核A=R?b=220×1.57×75=259≈260cm2

制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度4.3摩擦衬片起始角?0

摩擦衬片起始角?o如图5-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。

?0=90-?/2=45°

4.4制动器中心到张开力F0作用线的距离e

在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取e?0.8R左右。

e=0.8×110=88≈90mm

4.5制动蹄支撑点位置坐标a和c

应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图5-1）。初步设计可取a=0.8R左右。

e=0.8×110=88≈90mm，c取为40mm

4.6摩擦片摩擦系数

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

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器非常重要。各种制动器用摩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。所以在设计制动器时，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=0.35～0.40已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.4可使计算结果接近实际值。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。

在本设计中选取f=0.35。

4.7 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，可以见效制动钳的加紧力，降低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%~79%。总质量大于2t的汽车取上限。

轮辋半径为13英寸，轮辋半径为：

13?2.54?33.02cm?330.2mm

则D的取值范围为231.14~260.7mm。

查得国内相关汽车前轮盘式制动器参数，参考捷达GL车型，可取D=248mm。

4.8 制动盘的厚度h

制动盘厚度h对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取的很大；为减小温升，制动盘厚度又不宜取的过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为10mm~20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20 mm~50mm，但多采用20 mm~30mm。

这里选用通风式制动盘，h取25mm。

4.9 摩擦衬块内外半径的确定

推荐摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。

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取外半径R2=120mm，内半径R1=80mm。

4.10 制动衬块工作面积A

在确定盘式制动器衬块工作面积A时，根据制动衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6-3.5kg/cm2范围内选用。

汽车整车空载时质量为920kg，乘坐8人，则满载质量为920kg+8×65kg+α×8=1520kg。对于发动机中置后驱的乘用车，前轴满载时的载荷约为汽车满载质量的60%~70%，取920kg。

920920cm2?A?cm2223.5?41.6?4 得65.71cm?A?143.75cm。参考国内同类型车辆，可取A=100cm2。

5鼓式制动器主要零部件的设计

5.1制动蹄

乘用车和总质量较小商用车的制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压—焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一，两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种。

本设计中制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。

为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图5-2）。

图5-2 铸铁制动蹄的结构形式

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制动蹄腹板和翼缘的厚度，乘用车的约为3~5mm；商用车的约为5~8 mm。摩擦衬片的厚度，乘用车的多为4.5~5 mm；商用车的多为8 mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声小。

制动蹄腹板及翼缘厚度为4mm,摩擦衬片厚度为5mm

衬片铆接在制动蹄上。

5.2制动鼓

制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效果（图5-3a）。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由11mm增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为7-12 mm；中，商用车为13-18 mm。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。

组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图5-3b）；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图5-3c）；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图5-3d）。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。

本车采用铸造式制动鼓，壁厚为9mm

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图5-3 制动鼓的结构形式

5.3摩擦衬片

摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：

（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。

（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。

（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。

（4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。

（5）应采用对人体无害的摩擦材料。

（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。

（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。

以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。

由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，今年来得到广泛的应用，故采用此材料。

5.4摩擦材料

制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。

车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或

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衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。

带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100C～120C温度下，它具有较高的摩擦系数(f=0.4以上)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200C～250C以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。

各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5。设计计算中制动器时摩擦系数一般选用f=0.3—0.4。

表5-3列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比。

表5-3 摩擦材料性能对比

5.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置

为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制动器因磨损不同，间隙也不一样，结果导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板行程增加。

为保证制动鼓与制动衬片之间在使用期间始终有出设定的间隙量，要求采用

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间隙自动调整装置。现在鼓式制动器中采用间隙自动调整装置的也日益增多。

一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm；盘式制动器的为0.1mm-0.3mm(单侧为0.05mm-0.15mm)。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小，考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。

设计中，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm，取间隙为0.4mm。

鼓式制动器也有采用波尔舍乘用车的制动器间隙调整装置的，摩擦元件可以装在轮缸中，也可以装在制动蹄腹板上。

采用这类间隙自调装置时，制动器安装在汽车上后不需要人工精细调整，只需要进行一次完全制动即可调整到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。因此，可将这种自调装置称为一次调准式。

鼓式制动器间隙自动调整的一般方法：

（1）采用轮缸张开装置

可采用不同的方法及其响应机构调节制动鼓与摩擦衬片间的间隙。1.借助于装在制动地板上的调整凸轮和偏心支承销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。2.借助于自动调整装置使制动蹄位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮刚上采取措施实现工作间隙的自动调整

（2）采用凸轮张开装置

采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂

（3）采用楔块张开装置

该结构的制动器工作间隙是借助于调整套筒，棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。

现在的鼓式制动器多采用所谓阶跃式自调装置。

5.6制动支承装置

二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位（见图3-6）。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承（见图3-8）。支承销由45

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号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁（QT400-18）。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。

具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

5.7制动轮缸

制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。

设计中前轮的单向双领蹄采用液压驱动并且制动轮缸采用两个等直径的活塞；后轮的领从蹄式鼓式制动器采用液压驱动，制动轮缸采用两个等直径活塞。

5.8张开机构

设计中采用平衡式的凸轮张开机构。凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支承，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上，为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号刚制造并高频淬火。

6 盘式制动器的设计计算

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，则制动器的制动力矩为

Mu?2fF0R （1）

式中，f为摩擦因数；F0为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。

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，取R等于平均半径Rm或有效半径Re，在实际中已经足够精确。

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图3 盘式制动器图4 钳盘式制动器的作

的计算用图用半径计算参考图

如图3，图4，平均半径为

R1?R2 （2）

式中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。

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的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而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。

R1/R2=80/120=0.667

制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度公差为0.012mm，表面粗糙度为Ra值为0.7~1.3?m，两摩擦表面的平行度不应大于0.05mm，Rm?制动盘的端面圆跳动不应大于0.03mm。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。

6.1 同步附着系数的确定

(1)当向能力；

(2)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???0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车???0时：制动时汽车前、后轮将同时抱死，也是一种稳定工况，但

失去方向稳定性；

(3)当也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为?的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为dudt?qg??0g，即q??0，q为制动强度。而在其他附着系数?的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q??,这表明只有

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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。?0值宜取大些。根据设计经验φ应在0.65至0.80。

根据联合国欧洲经济委员会的制动法规规定在各种负荷情况下，轿车：0.15<=z<=0.8，前轮均应能先抱死；在车轮未抱死情况下，在0.2<=φ<=0.8的范围内，必须满足z>=0.1-0.85*（φ-0.2）。

此设计车型主要在城市道路上行驶，道路状况比较好。本设计选取

综上所得φ取0.72。

?0?0.72。

6.2 制动力分配系数的确定

轴距L?2350mm

满载时

质心高度hg?700mm

质心到前轴的距离L1?1104.5mm

质心到后轴的距离L2?1245.5mm

不少两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。微型客车前后制动器制动力也为定比值。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，即

??Fu1 （3）

Fu式中，Fu1为前制动器制动力；Fu为汽车总制动器制动力，Fu?Fu1?Fu2，Fu2为后制动器制动力。

已知确定同步附着系数，则分配系数查相关资料，可由以下公式获得：

???0hg?bL?0.72?700?1245.5?0.744

2350式中，b为质心到后轴的距离。

根据汽车制动时的整个汽车受力的分析，并且考虑到制动时轴荷的转移，可以算出地面对前、后轴车轮的法向反力Z1,Z2为：

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hgduGZ1?(L2?)Lgdt

Z1?式中：G——汽车所受重力；

L——汽车轴距；

hgduG(L1?) (1-1)

LgdtL1——汽车质心离前轴的距离；

L2——汽车质心离后轴的距离；

hg——汽车质心的高度；

g——重力加速度

du——汽车制动时的减速度。

dt则汽车制动时总的地面制动力为：

FB?FB1?FB2?Gdu?Gq (1-2)

gdtdu）——制动强度

gdt式中：q（q?FB1，FB2——前后轴车轮的地面制动力。

由式（1-1）、式（1-2）求得前、后轴车轮附着力

hgL2GZ1?(G?FB)??(L2?qhg)?

LLLZ2?(GhgL1G?FB)??(L1?qhg)? （1-3）

LLL上式表明：汽车在附着系数?为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力FB的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即

(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；

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(2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；

(3)前、后轮同时抱死拖滑。

第（3）种情况的附着条件利用得最好。由式(1-2)、式(1-3)得在任何附着系数?的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是：

Ff1?Ff2?FB1?FB2??G

Ff1/Ff2?FB1/FB2?(L2??hg)/(L1??hg) (1-4)

式中：Ff1——前轴车轮的制动器制动力，Ff1?FB1??Z1；

Ff2——后轴车轮的制动器制动力，Ff2?FB2??Z2；

FB1——前轴车轮的地面制动力；

FB2——后轴车轮的地面制动力；

Z1 ，Z2——地面对前、后轴车轮的法向反力；

G——汽车重力；

L1 ，L2——汽车质心离前、后轴距离；

hg——汽车质心高度。

由式(1-4)知前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2是?的函数。式(1-4)中消去?，得

1?GFf2??2??hg?GL2L?Ff1?(?2Ff1)? (1-5)

Ghg??224hgL式中：L——汽车的轴距。

将上式绘成以Ff1，Ff为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分2配曲线，简称I曲线，。如果汽车前、后制动器的制动力Ff1，Ff能按I曲线的2规律分配，则能保证汽车在任何附着系数?的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前

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制动Ff1与汽车总制动力Ff之比表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数?：

??Ff1Ff?Ff1Ff1?Ff2 （1-6）

由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故?通称为制动力分配系数。

在本设计的自卸车中：

汽车满载时L=2350mm；L1=2350*0.47=1104.5mm；L2=1245.5mm;G=1.52t×Hg=780mm；9.8=14896N；把数据代入（1-4）得：Z1=12473.5N，Z2=3206.5N

?=0.8；则：由式（1-4）Ff1?FB1??Z1?9978.8N；Ff2?FB2??Z2?2565.2N ;

这样我们就可以算出的面总的制动力的大小为：FB?FB1?FB2?12544N

由公式（1-2）可以求出汽车的制动强度q=0.8

q?又因为

dugdt

所以我们可以求出汽车在地面附着系数为0.8的良好道路上的制动减速度为：

du?7.84m/s2dt ①

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根据GB12676-1999：

在这一次的设计当中，根据所选的自卸车参数可以知道：这一次设计的自卸车属于N3类车型。根据GB12676-1999可以知道N3类车型制动的最低性能的试验初速v2S?0.1v?150 ,其中度为：80km/h ,最长制动距离为：v为制动初速度。

则我们可以算出S=50.7m

du?3.94m/s2这样我们就可算出最小制动减速度为：dt ②

由此可以看出①>②

所以算出的制动建设度大于最小制动减速度。满足标准。

6.3 前、后轮制动器制动力矩的确定

为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在汽车附着质量完全被利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力Z1、Z2成正比，也与前后轮制动力矩的比值相同。

得：

Mu1Z1Fu1L2??0hg1245.5?0.72?700?????3.33 （4）

Mu2Z2Fu2L1??0hg1104.5?0.72?700式中，Mu1、Mu2为前、后轮制动器的制动力矩。

然后，根据汽车满载在沥青、混泥土路面上紧急制动到前轮抱死脱滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩Mu1max；再根据前面已经确定的前、后轮制动力矩

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的比值，计算出后轮制动器的最大制动力矩Mu2max。

Mu1?G(L2?qhg)?re （5）

L式中，q为制动强度，re为车轮有效半径。

q?L2?1245.5?0.6??0.56 （6）

L2?(?0??)hg1245.5?(0.72?0.6)?700re?280.6mm

Mu1max?1520?9.8(1245.5?0.56?700)?0.6?280.6?1523410.10N?mm

2350Mu2max?Mu13.33?457470.66N?mm

6.4 应急制动和驻车制动所需的制动力矩

6.4.1 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：

FB2?F2??此时所需的后桥制动力矩为：

magL1? （7）

L??hgFB2re?magL11520?9.8?1104.5?re??0.8?280.6?1269170.73N?mm

L??hg2350?0.8?700式中，mag为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；L为轴距；L1汽车质心到前铀的距离；hg汽车质心高度；F2路面对后桥的法向反力；?——附着系r数；e车轮有效半径。

如用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器应急制动力矩为FB2re2?548594.50N?mm。

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6.4.2 驻车制动

如图5表示汽车在上坡路上停驻的受力情况。由此不难得出停驻的后桥附着力为：

图5 汽车在上坡路上停驻时的受力情况

F2??mag?(hgL1cos??sin?) （8）

汽车在下坡停驻时，后桥附着力为：

hgL1sin?) （9）

F??mag?(cos??LL\'2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求得，由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求得，即由

hgL1mag?(cos??sin?)?magsin?1 （10）

LL得到

?1?arctan?L1L??hg

（11）

式中，?1是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。本车代入数

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据得

?1?arctan?L10.8?1104.5?arctan?29?37\'

L??hg2350?0.8?700同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为

?1\'?arctan得?1\'?18?13\'

?L1 （12）

L??hg驻车制动器在安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由?1所确定的极限值

magresin?1?1520?9.8?280.6?sin29?37\'?2089904N?mm\'???11（因），并保证下坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定值。

6.5 衬片磨损特性的计算

摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动盘（制动鼓）的材质及加工情况，以及衬片（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（动能和势能）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，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，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位2Wmm为。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

e1??ma(v12?v22)4tA1? （13）

e2??ma(v12?v22)4tA2(1??) （14）

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t?mav1?v2j （15）

式中，为汽车总质量；?为汽车回转质量系数；v1,v2为制动初速度和终速度（m/s）；j为制动减速度(m/s2)；t为制动时间（s）；A1、A2为前、后制动2mm器衬片（衬块）的摩擦面积（）；?为制动力分配系数。

在紧急制动到停车的情况下，v2?0,并可认为??1，故

mav12e1??4tA1

mav12e2?(1??)4tA2

据有关文献推荐，乘用车的盘式制动器在v1?100km/h(27.8m/s)，j?1.6g的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。比能量过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，且有可能使制动盘或制动鼓更早发生龟裂。

本设计采用的是前盘后鼓，所以仅计算前轮衬块的摩擦特性。

t?v1?v227.8?0??4.63sj6.0

mav121520?27.82?0.689e1????4.37?6.0Wmm24tA14?4.63?100?100

mav121520?27.82?(1?0.689)e1?(1??)??0.78?1.8Wmm24tA14?4.63?250?100

另一个磨损特性指标是衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为

f0?MuRA （16）

RM式中，u为单个鼓式制动器的制动力矩；R为制动鼓半径（衬块平均半径m或有效半径Re）；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。

f0?Mu228735.33??0.229Nmm?0.48N/mmRA100?100?100

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7 制动驱动机构的设计与计算

7.1 制动驱动机构的形式

制动驱动机构将来自驾驶员或其他方面的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动，动力制动和伺服制动三大类。

简单制动但靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前，后制动力的正确比例和左，右轮制动力的平衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛应用于中，小型汽车的驻车制动装置中。

液压式简单制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短（0.1~0.3s）；工作压力高（可达10~20MPa），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的主要缺点是：受热过度后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上。

动力制动即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力量。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。

气压制动是应用最多的动力制动之一。主要优点：操纵轻便，工作可靠，不易出故障，维护保养方便；其气源除供制动用外，还可以供其他装置使用。缺点：必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和测撤除都较慢；管路工作压力低；制动气室排气时有很大的噪音。气压制动在总质量8t以上的商用车上得到广泛的使用。

伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生；在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统，以产生一定程度的制动力。排量1.6L以上的乘用车到各种商用车，都广泛采用伺服制动。

按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液体伺服制动三类。这里不多做介绍。

7.2 分路系统

为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。

双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式：

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1）一轴对一轴（II）型，如图a所示，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。

图6 II型分路

2）交叉（X）型，如图b所示，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。

图7 X型分路

3）一轴对半轴（HI）型，如图c所示，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路。

图8 HI型分路

4）半轴一轮对半轴一轮（LL）型，如图d所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。

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图9 LL型分路

5）双半轴对双半轴（HH）型，如图e所示，每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。这种型式的双回路系统的制功效能最好。

图10 HH型分路

II型的管路布置较为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。目前在各类汽车特别是商用车上用得最广泛。对于这种形式，若后轮制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足（小于正常情况下的一半），并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而导致汽车侧滑。

X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值(达20 mm)的汽车上。这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。

HI、LL、HH型的织构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮极容易先抱死。

综合以上各个管路的优缺点最终选择II型管路。

7.3 液压制动驱动机构的设计计算

7.3.1 制动轮缸直径的确定

一、盘式制动器

制动轮缸对制动块施加的张开力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为

d张开力

?4F0/(?p)

F0?18870.7N

制动管路压力一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可更高。故取p?15MPa。

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d?4?18870.7?0.04m?40mm

63.14?15?10(4-2)

轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为40mm.

二、鼓式制动器

由制动轮缸对制动块施加的张开力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系，且取制动管路压力p?10MPa

d?21802?0.01515m?15.15mm63.14?10?10

轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为16mm、19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为16mm.

7.3.2 制动主缸直径的确定

第i个轮缸的工作容积为：

Vi??42di??i

n1式中，di为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；?i为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0-2.5mm.此处对盘式制动器、鼓式制动器均取??2mm.

盘式制动器，前轮轮缸的工作容积为V前???411402?2?2512mm3

?2鼓式制动器，后轮轮缸的工作容积为V后?m1?4?11162?401.92mm3

所有轮缸的总工作容积为V??V,式中，m为轮缸数目。制动主缸i应有的工作容积为V0?V?V?,式中V?为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作容积可为：对于乘用车V0?1.1V;对于商用车V0?1.3V。此处取V0?1.1V。

2V前?V后）?2(2512?401.92)?5827.84mm轮缸的总工作容积

V?（3制动主缸应有的工作容积

V0?V?V??1.1V?6410.624mm

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主缸活塞行程S0和活塞直径d0为

4一般S0=（0.8～1.2）do。此处取S0=do。

VO??d02S0

所以

VO??4d03

d0?34V0??20.138mm

主缸的直径do应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得d0?22mm。

主缸的直径

d0?22mm

主缸活塞行程S0?22 mm

7.3.3制动踏板力Fp和制动踏板工作行程Sp

制动踏板力Fp为：

11?1??

Fp?d0p()?

?4ip??ip???2?

式中，d0为制动主缸活塞直径；p为制动管路的液压；ip为探班机构的传动比；?为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取?=0.82～0.86.此处取ip=5，?=0.86.

πp?d02?4?ip??真空助力比F0?ip??1 ，助力器效率系数?1一般取0.90~0.95，这里取 0.95

先取踏板力F0=0.86

π15?22?22?0.86?3.99ip??4故

350?5?0.95

制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200N～350N的范围内选取。

所以Fp??11?1?π111d02p()???(0.022)2?107????221.45N?500N

4ip??i?p?450.863.99符合设计要求。

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制动踏板工作行程Sp为

Sp?ip?(S0??m1??m2)

(4-8)

式中，?m1为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm～2mm;?m2为主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作时的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。

制动器调整正常时的踏板工作行程Sp,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%～60%。

为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持0.05～0.14MPa的残余压力。

最大踏板行程，对乘用车应不大于100～150mm,对商用车不大于180mm。此外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于400N，对商用车不大于600N。制动手柄最大行程对乘用车不大于160mm,对商用车不大于220mm.

Sp?ip?(S0??m1??m2)?5(22?2?2)?130mm?150mm

符合设计要求

7.3.4真空助力器的设计与计算

根据ECE法规，当制动强度为0.3时，制动真空助力器失效，这个时候的踏板力不得大于500N

π/4?d02?P0/?1F?

ip??P0当制动强度为0.3时的制动液压

P为制动管路的最大液压取12 Mpa

P0?p/??0.3?5

π/4?d02?P0/?1π/4?222?5/?1F???465.04?500N

ip??ip??符合设计要求

伺服膜片直径的确定

助力器的伺服膜片的直径与使用的真空度、助力比、踏板力之间存在下列之间关系：

DS2??Ir-1?*4*F*I

P0*πDs ——伺服膜片直径（mm）

Po ——使用的真空度取0.0667（Mpa）

计算得到Ds=316.1mm

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伺服膜片直径的计算结果应按下表系列化来确定

mm 153 165 205 228 267 305 342

in 6 6.5 8 9 10.5 12 13.5

按表确定为__342____助力器

回位弹簧抗力的确定

制动真空助力器的回位弹簧的主要作用是保证控制阀体的迅速回位。因此，其抗力值应尽可能取较大值，以提高返程时间的指标。

但由于其抗力值按影响助，因此制动真空助力器回位弹簧的抗力（F1）与助力器力器的输出效率（0.95）的最大输出力（F’）存在下列关系：

F??F*IT*I

F1?F?*0.05制动真空助力器回位弹簧的抗力 F1=350+3.99*5*0.05=349.125N

在制动真空助力器的设计过程中，如果用户已确定了助力器的助力比、膜片直径、及回位弹簧抗力等主要参数，则上述计算过程可以省略，但可以作为校核使用。

为使设计方便，下表列出了不同规格的助力器与不同规格的制动主缸相匹配时，所能达到的液压。供方案设计时参考。其中助力器的输入力按 1000N，效率按

0.95 真空度按 0.0667Mpa。

助力器直径 342mm

2最大伺服力Fs?DS*P0*pi/4?5231.72N始动值Fa值推荐应在50N-100N

取Fa=80N

踏增值JP

按有关规定，JP采用250N

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最大主力点的输出力EX

EX?Fa?Fs\'/Ir?1?1829.739N最大助力点的输入力EY

EY?[JP?[EX?Fa]*It?F1]*?1?6538.22N

根据有关法规的规定，残留值应大于30N

P出??2*EY*D2*PI/4?9.12

8 制动器零部件设计

8.1 滑动钳体

滑动钳体是包括轮缸在内的精密件，并且传递压力22.6KN时，钳体要具有足够的刚度和强度，还要具有防震的性能。因此采用高强度、高韧度的可锻造铁组成，并使悬臂部分的厚度大于15mm，背部留有开口，以便在不拆下制动钳的情况下能够检查或更换制动块。

滑动钳是靠两导销实现径向定位和轴向滑动的。为减少滑动时的摩擦力，避免对导销产生附加力矩，必须严格保证轮缸中心线与两导销轴线的平行度。

8.2 固定支架

固定支架承受和传递全部制动力矩，因此必须具有足够的强度和刚度。所以选用高强度的可锻铸铁KTZ550－04（GB9440-88铸成，并保证其壁厚不小于10mm，必要时使用加强筋）。

与浮动钳一样必须保证两导销螺孔轴线的平行度及相对于轮缸轴线的对称度公差，及导轨平面度公差及合适的粗糙度，以保证滑动钳能顺利运动而不发生任何干涉现象。

8.3 制动盘

制动盘的大小受轮辋提供空间的限制，其凸缘大小还要受轮毂的影响，其尺寸见设计图纸。根据其受力情况可知其对强度要求不高，选用珠光体灰铸铁HT200。制动盘选用通风散热。

制动盘工作表面应光滑平整，两侧表面不平度不应大于13?m，摆差不大于0.1mm，否则将发生制动块顶撞活塞，导致制动踏板振动，踏板的行程亦会随之

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增加。

8.4 制动块

制动块是制动衬块和背板采用粘合剂粘合在一起而成的，摩擦衬块直接影响制动器性能，因此对其有严格要求。

1 具有高而稳定的摩擦系数，热衰退缓和，不能温度开到某一数值后，摩擦系数突降；

2 耐磨性好；

3 有较高的耐挤压强度和冲击强度；

4 对水、油的亲合性差；

5制动时无噪音声和臭气，减少污染。

根据以上要求，选用粉末冶金材料FM-202G

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结束语

随着时间的发展，汽车技术必将越来越先进。并对人类的生活带来更多改变。在认识到汽车技术进步带给人类便利的同时，还要注意其带来的负面影响。例如：汽车排放的尾气排放、噪声污染、城市交通拥堵等待。在这些问题之中，由于汽车引起的交通事故，更需引起重视。造成交通事故的原因很多，但是制动系统是其中一个不可或缺的因素。

本文的设计针对的是微型客车制动器。选型上前轮选用的浮钳盘式制动器,后轮是领从蹄式制动器。在设计过程中，参照制动系统设计的一般步骤进行了计算。这种计算设计，是在一种理想化的情况下进行的。能不能满足设计车辆的制动需求，还要在产品出来之后，在之后的一系列实验中验证。设计就是一个反复验证，反复修改的过程。一切急于求成的设计，都是不可取的。

本设计只是提供一种设计思路和设计方法。在真正的实际开发设计中，这还是一小部分工作。因此，作为一名车辆工程的学生，我知道，我们的路还有很长。我们还需要更加的努力。为我们国家的汽车产业做出自己的一份力量。

在此也非常感谢钟老师的认真指导，以及同学给予的帮助。由于本人知识面有限，在设计上不可避免将会有错误存在，希望老师能给指出自己的不足，再加以完善。

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参考文献

<<汽车设计>> 机械工业出版社主编：姜立标

<> 科学出版社主编：李苏红

<<机械制图>> 高等教育出版社主编：大连理工大学工程图学教研室

<<制动器全解>>