制动器总成设计毕业论文

南京工业大学学士论文

轻型货车盘式制动器总成设计

摘 要

制动器是汽车制动系统的主要组成部分，是汽车行驶安全性的重要部件之一。作为一种新型的制动部件，盘式制动器与传统的鼓式制动器比较，具有良好的耐磨性，受水的影响较小，能自我调节自我清洗，比任何其他制动系统的制动效果都要好，正越来越广泛地应用于各类汽车上。为了了解盘式制动器的发展和结构，认识影响盘式制动器制动效能的因素，本文简述了盘式制动器的研究意义、发展现状以及汽车液压制动系统；详细讲解了汽车制动系统的匹配计算、最大制动力矩的计算、盘式制动器参数设计计算、以及对前轮盘式制动器制动效能因素的校核计算，确定盘式制动器制动钳缸体直径，从而设计出内外制动钳体零件图。

关键词: 盘式制动器 结构参数 缸体直径 校核计算

I

Abstract

Light truck disc brake assembly design

Abstract

The brake is a major component of brake system,and it is an important part of automobile driving safety.Compared with drum brakes ,as a new kind of brake parts, disk brakes wear longer, are less affected by water, are self adjusting, self cleaning,less prone to grabbing or pulling and stop better than any other system around.So disk brakes are widely used in all kinds of cars.In order to know the development and structure of disc brakes,and analysis the influence factors of the disc brake braking performance.this article briefly describes the significance of the research of disc brake, the development situation and automobile hydraulic brake system. Then it explained the matching calculations of automobile braking system ,maximum braking torque of calculation, disc brakes parameter design calculation,and the front disc brake braking performance factors of checking calculation,Then determined the disc brake caliper cylinder diameters to designed Callipers parts graph of inside and outside body .

Keyword : Disc brakes Structural parameters Cylinder diameters

Check calculation

II

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目录

摘 要 . .................................................................... I Abstract ................................................................. II

第一章 绪论 . ............................................................. 1

1.1 盘式制动器的研究意义 ................................................ 1

1.2 汽车制动器发展历程 .................................................. 1

1.3 国内外研究及应用现状 ................................................ 2

1.4 制动器分类及功用 .................................................... 4

1.5 本文涉及相关参数 ................................................... 6

第二章 汽车液压制动系概述 ............................................. 9

2.1 汽车液压制动系的概念 ............................................... 9

2.2 汽车液压制动系统设计分解模型 ....................................... 11

第三章 制动器设计计算 .................................................. 12

3.1 汽车前后车轮制动力理想分配设计计算原理 ............................ 12

3.2 汽车最大减速度下制动力矩设计计算原理 .............................. 16

3.2.1 求制动器制动力分配系数β ..................................... 17

3.2.2 求当φ>φ0时，汽车制动系统制动强度q .......................... 18

3.2.3 单个前车轮制动器最大制动力矩M u 1max 确定 ...................... 18

3.2.4 单车后车轮制动器最大制动力矩M u 2max 确定 . ...................... 19

3.3 盘式制动器参数设计 ................................................ 19

3.3.1 盘式制动器制动钳体主要结构参数的关系 . ........................ 19

3.3.2 确定盘式制动器计算用的最大制动力矩 . .......................... 19

3.3.3 确定盘式制动器有效制动半径 . .................................. 20

3.3.4 确定盘式制动器制动钳缸孔直径D 1 ............................... 21

3.3.5 比较制动钳缸孔直径D 1与R ...................... 21 R 2-1的值的大小

III

目录

第四章 盘式制动器校核计算 ............................................ 22

4.1 盘式制动器制动效能因数BF 1的校核计算 ............................... 22

4.2 盘式制动器的制动力矩M u 1校核计算 . .................................. 22

4.3 盘式制动器摩擦衬块摩擦特性校核计算 ................................ 23

4.3.1 比能量耗散率e 1计算 . .......................................... 23

4.3.2 比摩擦力f 1计算 . .............................................. 24 总结与展望 .............................................................. 25 参考文献 ................................................................. 26 致谢 ...................................................................... 28

IV

第一章 绪论

1.1 盘式制动器的研究意义

汽车制动系统是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使以停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系统的工作可靠性显得日益重要。也只有制统动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

制动器是汽车制动系统的主要组成部分，是汽车行驶安全性的重要部件之一。作为一种新型的制动部件，盘式制动器与传统的鼓式制动器比较，具有散热快、重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定、热稳定性好、高负载时耐高温性能好等优势，正越来越广泛地应用于轿车、客车和重型载货车上。

随着经济的发展，我国已经成为汽车制造和使用的大国。但与国外相比，我国在盘式制动器技术方面还处在发展阶段。因此，对盘式制动器技术的研究颇有意义。

1.2 汽车制动器发展历程

制动器的发展有着很悠久的历史, 制动装置其实是人们发明车轮后的一种延伸。制动器是汽车上一个非常重要的组成部分, 制动器的发展经过了一个漫长的过程：1889年德国人戴姆勒把制动鼓装在汽车后轮上, 再绕上钢缆而成为制动装置；1898年美国埃· 安· 斯佩里设计汽车采用了第一个前轮盘式制动器。即用圆盘分别与个车轮的轮毅连成一体而旋转, 再另用个镶有摩擦片的小圆盘, 通过电磁铁作用, 使其紧贴于转动圆盘以实现制动；1902年美国人奥尔兹在纽约沿河大道上作了一次重要的制动试验, 所用的是抱闸带式制动器。他将柔性的不锈钢制动带包在奥兹莫比尔汽车的后轴轮毅上, 当踩下制动踏板时, 制动带把车轮箍紧而使汽车停住。近年来, 几乎所有厂家都在其新车的后轮上都安装了此种抱闸带式制动器；1902年法国的雷诺发明鼓式制动器；1903年美闰人廷切尔在汽车上首次使用了空气制动器；1907年英国人弗罗特提出用石棉板作制动片的设想, 随后被用于解决制动产生的噪声问题；1911年法国人别儒设计出第一个四轮制动器；1918年英国人洛克希德制造出了液压制动器, 它是利用液压主缸和油管把压力油传递到制动轮缸, 使 1

制动系压紧制动鼓；1921年美国人杜森贝克才第一个在汽车的个轮子上都装上了液压制动器, 组成了完整的汽车液压制动系统；1925年可尔型汽车最早采用了能自动调节制动间隙的制动器；1955年英国道路研究所实验室研制出第一个实用的防抱死制动装置；1973年电子式摩擦片磨损警报装置开始使用；1985年通用汽车公司首先在汽车上采用电动助力制动器, 它是一种全液压装置。

随着汽车工业的飞速发展和高速公路的迅速延伸及地面附着条件的改善，汽车的行驶速度越来越快，对汽车行驶安全性的要求也愈来愈高，因此改善汽车的制动性能更显得颇为重要。

近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气—液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。

随着公路条件的改善、高速公路的兴建、法规的发展和制动标准的不断完善，对制动系统提出了许多新的课题，诸如高速制动性能、热稳定性、方向稳定性、制动稳定性、制动力匹配、可靠性、噪声及公害控制等。汽车设计制造和研究部门在研究探索新的制动系结构型式的同时，也在不断寻求更加快捷、高效的设计方法和手段。

1.3 国内外研究及应用现状

现在汽车盘式制动器的研究和开发主要注重的问题是：提高制动器的制动效能、防止尘污和锈蚀、减轻重量、简化结构、降低成本、向电子报警和智能化系统的发展，以及实用性更强与寿命更长等。

在国外，经过几十年来的发展，生产气（液）压盘式制动器的技术目前已经比较成熟，形成了系列产品。例如：博世(Bosch)公司、威伯科（WABCO ）公司、阿文美驰公司等每年的产量都在20—50万台以上；在欧、美、日等发达国家，已把盘式制动器作为标准件装备在多级别的轿车、客车、中型、重型汽车上。而且随着科技发展，国外电子技术也进入了车辆制动系统。在装有盘式制动器的车桥上，为了防止货车因盘式制动器磨损引发制动失灵，德国BPW 公司还开发了称为―E—Base —轴(桥)‖的一种电子报警系统。该小盒子

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它收集如轮胎气压，摩擦片磨损、制动温度等一些参数，然后传送给驾驶员或运输公司，可监视制动摩擦片的磨损情况。一旦发现制动摩擦片需要送维修站处理时，它可立即告知。以黄、红报警灯显示制动摩擦片损坏程度。

我国在此项目上起步较晚，但随着我国汽车工业技术的发展, 特别是轿车工业的发展, 合资企业的引进，国外先进技术的进入，汽车上采应用盘式制动器配置逐步在我国形成规模。国内目前真正形成规模化生产的企业有武汉元丰、淅江万向、一汽四环等，总体上数量不多，但开发气压盘式制动器热火朝天的局面大有愈演愈烈的趋势。以下就盘式制动器在我国各类车型上的运用状况做一个简单的分析：

在轿车、微型车、轻卡、SUV 及皮卡方面：在从经济与实用的角度出发，一般采用了混合的制动形式，即前车轮盘式制动，后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%－80%，所以前轮制动力要比后轮大。生产厂家为了节省成本，就采用了前轮盘式制动，后轮鼓式制动的混合匹配方式。采用前盘后鼓式混合制动器，这主要是出于成本上的考虑。

在大型客车方面：气压盘式制动器产品技术先进性明显，可靠性总体良好，具有创新性和技术标准的集成性。我国从1997年开始在大客车和载重车上推广盘式制动器及 ABS 防抱死系统，因进口产品价格太高，主要用于高端产品。2004年7月1日交通部强制在7——12米高Ⅱ型客车上 ―必须‖配备后，国产盘式制动器得以大行其道。北京公交电车公司、上海公交、武汉公交、长沙公交、深圳公交、广州公交等公司，都在使用为大客车匹配的气压盘式制动器。

重型汽车方面：作为重型汽车行业应用型新技术，气压盘式制动器已经属于成熟产品，目前具有广泛应用的前景。2004年3月红岩公司率先在国内重卡行业中完成了对气压盘式制动器总成的开发。2005年元月份中国重汽卡车事业部在提升和改进卡车底盘的过程中，在桥箱事业部配合下，将22.5英寸气压盘式制动器成功―嫁接‖到了重汽斯太尔重卡车前桥上。气压盘式制动器在重汽斯太尔卡车前桥上的成功―嫁接‖，解决了令整车厂及用户困扰已久的传统鼓式制动器制动啸叫、频繁制动时制动蹄片易磨损、雨天制动效能降低等一系列问题。气压盘式制动器首次在斯太尔卡车前桥上的应用，也为今后开发重汽高速卡车提供了经验和技术储备。与此同时陕西重汽、北汽福田、一汽解放、东风公司、江淮汽车等国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期试验及技术贮备工作，盘式制动器在某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势。

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1.4 制动器分类及功用

制动系统完成制动作用的部分是制动器。目前在汽车上所有的制动器几乎都属于摩擦制动器。摩擦制动器可分为盘式制动器和鼓式制动器两大类。

盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动，制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧，分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好像用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。 盘式制动器散热快、重量轻、构造简单、调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，以加速通风散热和提高制动效率。盘式制动器沿制动盘向施力，制动轴不受弯矩，径向尺寸小，制动性能稳定。制动时，来自主缸的液压力推动制动卡钳内的活塞向外移动，活塞压力通过摩擦衬块或制动蹄夹住制动盘。由于施加在制动盘两侧的液压力相等、方向相反，制动盘不会变形。但若是制动过猛或持续加压，则制动盘可能变形。制动盘表面摩擦会产生热，由于制动盘不断转动，并暴露在空气中，即使在连续猛烈制动之后，盘式制动器的抗衰退性也比鼓式制动器好。因此，盘式制动器能够确保车辆在行驶时的制动稳定性。

鼓式制动器也叫蹄式制动器，是靠制动蹄在制动盘上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄) 位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。 相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。 四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重

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型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄，制动时制动蹄在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。

作为一种新型的制动部件，盘式制动器与传统的鼓式制动器比较，具有散热快、重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定、热稳定性好、高负载时耐高温性能好等优势，正越来越广泛地应用于轿车、客车和重型载货车上。

以下所示各图为我所研究的盘式制动器内外制动钳体CAD 绘图：

图1.4.1 内制动钳体主视图

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图1.4.4 外制动钳体主视图

1.5 本文涉及相关参数

（1） 整车最大总质量：满载3800kg 空载2750 kg

（2） 轴距：2650mm

（3） 轮胎规格：195-75 R14

（4） 最高车速：120km/h

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（5） 前轴载荷：满载1580 kg 空载1340 kg

（6） 后轴载荷：满载2220 kg 空载1410 kg

（7） 整车重心高：满载1095 mm 空载1010 mm

（8） 制动踏板比：4.545

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第二章 汽车液压制动系概述

2.1 汽车液压制动系的概念

汽车的制动性能是汽车的主要性能之一，它是由汽车的制动系统来保证的。汽车的制动系统包括行车制动系统、驻车制动系统、紧急制动和辅助制动系统。它们的基本功能是：

（1）在汽车行驶过程中能以适当的减速度将汽车速度减低到所需的车速或停止；（2）使汽车在下坡行驶时保持适当的车速；（3）使汽车可靠地停住，包括在上、下坡道上停住。我们所研究的内容主要是汽车液压制动系计算机辅助设计与分析系统。

汽车液压制动系统主要由供能装置、控制装置、驱动装置、制动力调节装置和制动器组成。供能装置和控制装置由司机、制动踏板以及一套杠杆机构组成。 驱动装置的作用是将来自驾驶员或其它力源的力传给前、后车轮制动器，使之产生制动力矩。一般轿车和中小型客车的液压制动系统中的驱动装置为伺服制动驱动机构。伺服制动的制动能源是人力和发动机动力并用，在正常情况下，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。在用汽油机或带气动全速调速器的柴油机的汽车上液压制动系统中的伺服力源，是发动机进气管中节气门后的真空度（负压）。伺服用真空度一般可达0.05—0.07Ｎ/mm2，故称此伺服制动为真空助力制动。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成就是轿车和中小型客车的液压制动系统的驱动装置，通常称为真空助力器。如图2.1.1所示。

制动踏板机构

接前轮制动器

接发动机进气管接后轮制动器

图2.1.1 真空助力器带总泵总成

1. 控制阀 2.真空伺服气室 3.制动主缸 4.贮液罐 5.真空管路 6.真空单向阀

在真空助力器中，伺服气室置于踏板与主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵。伺服气室的输出力也作用在制动主缸活塞上，以助踏板力不足。

制动力调节装置的作用是调节制动力分配特性，扩大前轴车轮先抱死的附着系数范围值，尽可能避免后轮先抱死。制动力调节装置大多装在后轮制动管路中，当前轮制动 9

管压增长到一定程度后，它自动限制或节制后轮制动管路压力的增长。轿车和中小型客车的液压制动系统中的制动力调节装置大都采用比例阀实现。

在汽车进入制动状态时，制动主缸输出到前轮与后轮的管路压力同时增长，当增长到一定压力值时，也就是比例阀起节压作用的起始点，比例阀进入工作状态。此后，当制动主缸及前制动管路压力继续增长时，后制动管路压力仍可随之增长，但其增长量小与前制动管路压力，以达到调节制动力分配特性的目的。

前、后轮制动器是液压制动系统中最主要的部件，其作用就是产生制动力矩将汽车车速减低或使汽车停住。在轿车和中小型客车中的制动器结构型式，一般前轮为盘式制动器、后轮为鼓式制动器。其中，轿车的盘式制动器大都为浮钳式，客车的盘式制动器大都为固定钳式。它们的鼓式制动器大都采用带双向、单向自增力自动定心浮动支销式或不带自增力自动定心浮动支销式。目前，国内外的汽车上采用的制动器结构型式很多，但应用在轿车和中小型客车上的制动器结构型式也就是以上提到的几种。

接发动机进气管

图2.1.2 汽车液压制动系统示意图

1. 控制机构 2. 真空助力器带总泵总成 3. 前车轮制动管路 4. 前车轮制动器

5. 后车轮制动管路 6. 制动比例阀 7. 后车轮制动器

由一系列组好的制动部件组成的液压制动系统，如图2.1.2所示。它不一定具有好的制动性能，具有好的制动性能的液压制动系统必须经制动部件的匹配设计。这就是研究汽车液压制动系计算机辅助设计与分析软件系统的目的。液压制动系计算机辅助设计与分析软件系统主要功能要求为：（1）确定汽车液压制动系统总体设计方案（2）根据轿车和中小型客车的整车参数，对液压制动系统进行工程分析与匹配设计。（3）确定液压制动系统中零部件结构后，可自动或半自动分析和计算各零部件的尺寸参数，设计出零部件工作图。（4）对汽车制动过程进行动态仿真，利用电子计算机模拟汽车制动系统的行车制动能力。

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2.2 汽车液压制动系统设计分解模型

汽车液压制动系统的匹配设计过程是一个不断反馈、由粗到精的迭代求解过程。在设计中有许多不确定因素。这就决定了不可能完全由计算机辅助设计与分析系统自动作出决策，应该采用交互式的设计方式，将系统无法决定的问题由用户来决策，因此，需要对设计任务进行合理分解，根据本章概述中关于制动系统的组成装置及其功能的分析，对设计问题进行问题的归约和层次规划，使液压制动系统的设计任务分解为简单的子任务。一个具有搜索功能的液压制动系统求解模型的分解如图2.2.1所示。

图2.2.1 搜索液压制动系统设计方案问题归约

据设计问题的分解和归约，可以制定设计规划。设计规划实际上是将所要求解的设过程按有序的过程建立行动集合，至于对每一个求解步骤采用何种设计行为，则由对象中的方法或规则的推理结合决定。对应于问题归约图，设计规划可看成它的特殊搜索过程，与归约自顶向下的方式不同，设计规划往往是自地向上的。图2.2.1所示的分解模型为液压制动系统方案设计知识库的构造及参数设计与校核计算提供了依据。

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第三章 制动器设计计算

在汽车的总布置参数及汽车制动系统各部件的结构形式，匹配关系确定之后，即可参考已有的同等级的汽车的同类制动系统，初选制动系统的主要部件的主要参数，并据以进行各部件结构的初步设计，然后进行各项制动性能的计算、分析、评价。根据计算分析结果对设计参数进行必要的修正，直到基本性能参数满足要求为止。

3.1 汽车前后车轮制动力理想分配设计计算原理

汽车制动过程中，根据汽车前后车轴制动器制动力的分配、载荷情况及道路附着系数等因素，在制动器制动力足够时，可能出现如下三种情况：1) 前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑；2) 后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑；3) 前后轮同时抱死拖滑；由汽车在制动过程中的方向稳定性可知，情况1) 是稳定工况，但在制动时汽车丧失转向能力，附着条件没有充分利用；情况2) 汽车后轴可能出现侧滑，是不稳定工况，附着利用率也低；而情况3) 可以避免汽车后轴侧滑，同时前转向轮只有在最大制动强度下才使汽车失去转向能力，较之前两种工况，附着条件利用情况较好，此时的前、后轮制动器对汽车前、后轮制动力F u 1和F u 2的关系曲线，常称为前后制动器制动力理想的分配曲线。

通过给出的整车参数汽车总重量或总质量Ga =mg 、轴距L 、汽车重心至前、后轴的纵向距离L 1、L 2，汽车重心高度h g 。根据汽车在制动状态相关理论，计算出前后轮同步抱死的制动工况下的各轴理想制动力。再以附着系数φ为参变量，输出前、后轴制动周缘力的理想关系曲线。在汽车制动系统设计中，前后制动器制动力分配的比例将影响到汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，所以设计汽车制动系统必须妥善考虑这一问题。

基本原理：

根据汽车在水平路面上制动时的受力情形。如图3.1.1所示，推导出前、•后轮制动器制动力F u 1和F u 2的关系式。在此计算中，忽略汽车的滚动阻力偶矩、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩、制动时车轮边滚边滑过程。•并假设制动力F u 1和F u 2能在同一瞬间达

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到各该轴的附着力F φ1和F φ2的数值，则前、后轮制动器同步抱死滑移，这时总制动力和减速度达到最大值。

G

F B1 F j

h g

Ga 地面

F B1 Z 1 Z

L 2 F B2

1 L 2

L

图3.1.1 制动时的汽车受力图

由图3.2.1，对前、后车轮接地点取力矩得：

⎧Z 1L =GaL 2+mjh g

⎨⎩Z 2L =GaL 1-mjh g

式中：Z 1─地面对前轮的法向反作用力；（N ）

Z 2─地面对后轮的法向反作用力；（N ）

L —汽车前、后轴间距离；（mm ）

L 1─汽车重心至前轴的纵向距离；（mm ）

L 2 ─汽车重心至后轴的纵向距离；（mm ）

m ─汽车质量；（Kg ）

h g ─汽车重心高度；（mm ）

j ─汽车减速度；（m/s2）

Ga —汽车总重力；（N ）

g —重力加速度；（m/s2）

由式（3.1.1）可求得地面法向反作用力为：

13 3.1.1） （

Ga h g (L 2+j ) L g Ga h g Z 2=(L 1-j ) L g Z 1=（3.1.2） （3.1.3）

根据假设条件，汽车前、后制动器同步抱死滑移，若在不同附着系数的路面上，此时地面对汽车的摩擦阻力（制动力）F B =F B 1+F B 2将于附着力F φ相等，（φ──道路附着系数）于是得：

F B =F φ=Ga φ（3.1.4）

由图3.2.1可知，F B =mj , Ga =mg 代入式（3.2.4）得：

j =φg （3.1.5）

将式（3.1.5）代入式（3.1.2）和式（3.1.3）得：

Ga (L 2+φh g ) L

Ga Z 2=(L 1-φh g ) L Z 1=（3.1.6） （3.1.7）

同理，由假设条件，在不同附着系数的路面上，汽车前后制动同步抱死滑移则有：前、后轮制动器制动力之和F u 等于附着力F φ，并且前、•后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，于是得：

⎧F u 1+F u 2=Ga φ⎪⎨F u 1=Z 1φ⎪F =Z 2φ⎩u 2（3.1.8）

式中： F u 1—前制动器对前轮的制动力；（N ）

F u 2—后制动器对后轮的制动力；（N ）

由式（3.1.8）代入式（3.1.6）和式（3.1.7）得出:

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⎧F u 1+F u 2=Ga φ⎪⎨F u 1L 2+φh g

⎪F =L 1-φh g ⎩u 2（3.1.9）

由式（3.1.9）消去φ得： 1⎡G a F μ1=⎢2⎢⎣h g 4h g L G a ⎛G a L 2⎫⎤ F μ1-+2F μ1⎪⎥ （3.1.10） h ⎪⎥⎝g ⎭⎦L 2+2

注意：有时整车参数中给出前轴荷G 1或后轴荷G 2，如此在输入L 1、L 2之前，须由下式进行换算。

⎧Ga =G 1+G 2

⎪L =L 1+L 2⎪⎪G 2⎨L 1=L Ga ⎪⎪G 1L 2=L ⎪Ga ⎩(3.1.11)

式中： G 1—汽车前轴载荷；（N ）

（N ） G 2—汽车后轴载荷；

另外，由式（3.1.10）得出的F u 1与F u 2的关系式中，•对于同一辆汽车在实际载重不同时，Ga 、G 1、G 2、L 1、L 2、h g 均发生变化。因而，理想制动器制动力分配特性曲线一般在汽车满载和空载两种情况输出。

取φ=0. 8

满载：

G a =mg =3800⨯9. 8=37240N

L 1=G 2m g 21756L =2L =⨯2650=1548. 2mm G a G a 37240

L 2=L -L 1=2650-1548. 2=1101. 8mm

15

G a (L 2+φhg )=37240(1. 1018+0. 8⨯1. 095)=27793. 7N L 2. 65

G 37240(1. 54802-0. 8⨯1. 095)=9446. 3N Z 2=a (L 1-φhg )=L 2. 65 Z 1=

F u 1+F u 2=G a φ=3724 ⨯0. 8=2979N 2

1⎡G a F μ1=⎢2⎢⎣h g L 2+24h g L G a ⎛G a L 2⎫⎤ F μ1-+2F μ1⎪⎥ h ⎪⎥⎝g ⎭⎦

1 =2⎡372404⨯1. 095⨯2. 65⎛37240⨯1. 1018⎫⎤2. 1018+⨯F u 1- +2F u 1⎪⎥ ⎢1. 095372401. 095⎝⎭⎦⎣

f u 1=22234. 9N

f u 2=7557. 0N

空载：

G a =mg =2750⨯9. 8=26950N

L 1=G 2m 2g 13818==⨯2650=1358. 8mm G a G a 26950

L 2=L -L 1=2650-1358. 8=1291. 2mm

G a (L 2+φhg )=L

G Z 2=a (L 1-φhg )=L Z 1=26950(1. 2912+0. 8⨯1. 01)=21348. 5N 2. 6526950(1. 3588-0. 8⨯1. 01)=5601. 5N 2. 65

F u 1+F u 2=G a φ=26950⨯0. 8=21560N

1⎡G a F μ1=⎢2⎢⎣h g L 2+24h g L G a ⎛G a L 2⎫⎤ F μ1-+2F μ1⎪⎥ h ⎪⎥⎝g ⎭⎦

1=2⎡269504⨯1. 01⨯2. 65⎛26950⨯1. 2912⎫⎤2. 2912+⨯F u 1- +2F u 1⎪⎥ ⎢1. 01269501. 01⎝⎭⎦⎣

f u 1=17078. 8N

f u 2=4481. 2N

3.2 汽车最大减速度下制动力矩设计计算原理

随着道路条件的不断改善，现如今轿车和中小型客车的车速都设计的较高。从保证汽车在制动时

16

的稳定性出发，一般宁可让前轮先抱死而不让后轮先抱死。如此，在确定轿车和中小型客车的同步附着系统φ0时，取值都较高。在轿车和中小型客车的最高车速>150km/h时，根据路面平整程度和附着系数实际情况，推荐φ0取0.65-0.8，这样就可以根据对φ0值较大汽车的前、•后轴最大制动力矩的计算原则，确定汽车各单个制动器应有的汽车最大减速度下的制动力矩。

基本原理：

3.2.1 求制动器制动力分配系数β

定义：前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比，称制动器制动力分配系数，并以符号β表示。

β=

F u 1F u

（3.2.1）

式中：F u 1─前制动器制动力

F u ──汽车总制动力，F ，F u 2为后制动器制动力 F +F u =u 1u 2故：F 可得到： =F , F =(1-) F u 1u u 2u

ββ

F u 1β

=

F u 21-β

（3.2.2）

假设汽车在同步附着系数φ0路面上制动，前、后轮同时抱死则由式（3.2.9）可得：

L 2-φh g F u 10F u 2L 1-φh g 0

（3.2.3）

由式(3.2.2)和式（3.2.3）得出：

经整理得：

+φh g βL

20

1-L h 1-0g

φh +L 0g 2

（3.2.4）

取φ. 7 0=0

0. 7⨯1. 095+1. 1018

=0. 70

2. 65

0. 7⨯1. 01+1. 2912

=0. 75 空载时 β=

2. 65

满载时 β=

3.2.2 求当φ>φ0时，汽车制动系统制动强度q

假如φ>φ0时，•则可能得到的最大地面制动力取决于后轮刚刚首先抱死条件，这时：

GaL 1φF B L 1+(-) h g 0

（3.2.5）

由q =F 可得：

L 1φq L 1+(-) h g 0

（3.2.6）

1. 5482⨯0. 8

=0. 747

1. 5482+0. 1⨯1. 095

1. 3588⨯0. 8

=0. 93 空载时 q =

1. 3588+0. 1⨯1. 01

满载时 q =

3.2.3 单个前车轮制动器最大制动力矩M u 1max 确定

G βL

)M u 1a (-qh φr 1g p e

2L 1-（3.2.7）

式中：M u 1max —单个前车轮制动器最大制动力矩；（N.m ） φp —汽车可能遇到的最大附着系数； r e —车轮有效滚动半径（m ）； φ0—制动器同步附着系数；

r e =d +b (1-λ) =14⨯25. 4÷2+195(1-0. 12) =349. 4mm 由公式得

37240⨯0. 70

(1. 5482-0. 747⨯1. 095)⨯0. 8⨯0. 3494

2⨯2. 65(1-0. 70)

=3346. 5N ∙m M u 1max =

3.2.4 单车后车轮制动器最大制动力矩M u 2max 确定 M u 2max =

1-β

M u 1max =

1-0. 7

⨯3346. 5=1434. 2N ∙m 0. 7

β

3.3 盘式制动器参数设计 基本原理：

3.3.1 盘式制动器制动钳体主要结构参数的关系

在初步计算制动器制动钳体结构参数时，盘式制动器效能因数BF 1的值可定为0.8。根据汽车前轮所需的最大理论制动力矩，初步选取制动钳体缸孔直径D 1，D 1可由下面的公式算出：

M =(P -P ) Awc BF r u 11101a 11

η

（3.3.1）

式中：Awc （mm 2） 1—盘式制动器制动钳体缸孔的工作面积； BF 1—盘式制动器制动效能因数；

P 10—前制动管路的开启压力；（Mpa 或N/mm2） ηa —主缸以后的机械效率； r 1—制动盘有效半径；（m ） P 1—前制动管压；（Mpa 或N/mm） 3.3.2 确定盘式制动器计算用的最大制动力矩

由于考虑到汽车实际制动时的最大输出制动力矩与理论值受很多因素影响而发生改变，如制动衬片与制动盘接触时不一定非常均匀使加制动力、制动衬片的摩擦系数受温度变化而发生改变等一些因素。这样用于计算的最大制动力矩应由下面公式算出：

2

'1max =1. 2M u 1max =1. 2⨯3346M u . 5=4015. 8N ∙m （3.3.2）

'1max —用于计算的最大制动力矩（N.m ） 式中：M u

M u 1max —单个前轮制动器理论最大制动力矩（N.m ）

3.3.3 确定盘式制动器有效制动半径

设计盘式制动器时，在前制动管压和制动钳缸孔直径确定之后，制动器有效制动半径越大，则制动力矩越大。但受到轮辋内径的限制，制动盘与轮辋之间应保持相当的间隙，否则不仅散热条件太差，而且轮辋受热可能粘住内胎。盘式制动器有效制动半径的计算，如图3.3.1所示

dR

R

d θ

θ

R 1

R 2

制动衬块

θ

图3.3.1盘式制动器的有效制动半径参考图

设：衬块与制动盘之间的单位压力为P 1，则在任意微元面积RdRd θ上的摩擦力对制动盘

2

()中心的力矩为μ，而单侧制动块加于制动盘P R dRd θμ为制动盘与制动盘之间的摩擦系数1

的制动力矩为：

θR 23322

M =P 1R P (R -R ) u 1⎰121⎰-θR 13

μθ

单侧衬片加于制动盘的总摩擦力：

故有效半径：

M u 12R 2-R 121303-953

===113. 4mm （3.3.3） r 1=F 3R 22-R 1231302-952

θR 222F =P RdRd =P (R -R ) 1121⎰⎰-θR 1

μθμ

3

3

θ

(

)()

式中：R 2—制动钳摩擦衬块外径（130mm ）

R 1—制动钳摩擦衬块内径（95mm ） 而制动盘直径D b 可由下面公式算出：

D =(0. 64~0. 74) D b r

（3.3.4）

式中：D b —制动盘直径，取值260mm ；

D r —汽车轮胎轮辋直径356mm 。

那么，在式（3.3.3）有效半径的计算中，R 2的取值一般与D b /2相同，而R 1的值为

R 2与衬块宽度之差，而衬块宽度b 1一般由供销商提供标准。

3.3.4 确定盘式制动器制动钳缸孔直径D 1

'1max 的代入式（2.3.1）得出： 将式（2.3.2）算出M u

D 1=

=

1max 4M u

πP 1max -P 10ηa BF 1r 1

4⨯4015⨯1000

3. 14⨯12⨯0. 8⨯0. 8⨯113. 4=38. 3mm

式中：P （Mpa 或N/mm2） 1max —前轮制动器最大制动管路压力：

P 10—取0.05~0.14Mpa；

ηa —取0.8

BF 1—取0.8

P 1max —取12Mpa~13Mpa；

3.3.5 比较制动钳缸孔直径D 1与R 的值的大小 R 2-1

R D 1 与R 2-1相差的数值一般控制在6mm 之内。即：

-6≤D 1-(R 2-R 1)=3. 3≤6 （3.3.6）

在设计计算中，只有式（3.3.6）成立，D 1的值才能基本上确定。

第四章 盘式制动器校核计算

基本原理

盘式制动器校核主要是根据有关零件的性能尺寸和性能指标，对制动力矩、制动力矩与制动衬块的摩擦系数、前制动管压的关系，制动衬块摩损特性进行校核计算，以确认盘式制动器工作图纸是否达到设计性能要求。

4.1 盘式制动器制动效能因数BF 1的校核计算

制动效能因数是指在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。即：

BF 12F μ101

F 10

（4.1.1）

式中：F 10—制动钳体活塞对衬片的压力；（N ）

μ1—摩擦衬块与制动盘之间摩擦系数； 由式（5.1.1）可得：

（4.1.2） BF 2μ1=1

BF 1

μ=0. 41

2

4.2 盘式制动器的制动力矩M u 1校核计算

盘式制动器的制动力矩可由下面公式得出：

M =2μF r u 11101

（4.2.1）

式中：r 1—盘式制动器有效作用半径；（m ）

μ1、F 10已在式（5.1.1）中定义。其中：

（4.2.2） F =Awc P 1011

2

式中：Awc —制动钳缸孔面积；（mm ） 1

（MPa 或N/mm） P 1—前轮制动管压；

2

由：

2D 1πAwc 1=4

和式（4.2.1）、式（4.2.2）可得出：

2

M u 1=2πu 1D 1P 1r 1=2⨯3. 14⨯0. 4⨯38. 3⨯12⨯0. 1134=5014. 4N ∙m

2

'1max (4.2.3） ≥M u

式中：D 1—制动钳缸孔直径；（mm ）

上式为前轮盘式制动器总的制动力矩与摩擦系数、制动管压的关系式。

4.3 盘式制动器摩擦衬块摩擦特性校核计算

汽车制动过程可视为将汽车的机械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，而为制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则制动衬块磨损愈严重。由于汽车的总重及制动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。现常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬块摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常用

2

的计算为W /mm 。

4.3.1 比能量耗散率e 1计算

盘式制动器的比能量耗散率求解公式为：

22

⎧-v 2) 1δ1Ga (v 1

β ⎪e 1=

22gtA ⎪10

⎨（4.3.1)

⎪t =v 1-v 2

j 式中：⎪⎩

Ga —满载时汽车总重量；（N ）

δ1—前轮回转质量换算系数； v 1、v 2—制动初速度和终速度；（m/s） g —重力加速度9.8m/s2

j —制动减速度；(m/s2) t —制动时间；（s ）

（mm ） A 10—制动衬块摩擦面积；

β—制动力分配系数；

在紧急制动到停车的情况下，v 2=0，并可认为δ1=0；故式（4.3.1）可得出：

G a v 1β37240⨯27. 82⨯0. 7e 1===1. 08

4gtA 4⨯9. 8⨯4. 73⨯10000010

t =

v 127. 8==4. 73s （4.3.2） j 0. 6⨯9. 8

2

一般在校核e 1时，一般取v 、j =0=100Km /h =27. 8m /s . 6g 为计算值。 1

4.3.2 比摩擦力f 1计算

摩擦特性的另一个指标是每单位衬块摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力。比摩擦力愈大，则摩擦将愈严重。单个车轮的盘式制动器的比摩擦力：

f 1=

M u 15014. 4

==0. 22 （4.3.3） 2r 1A 102⨯0. 1134⨯100000

式中：f 1—比摩擦力；（N/mm2）

M u 1、r 1、A 10已定义

总结与展望

我的论文题目是与机械有关的汽车制动器，是通过整车参数计算出前轮盘式制动器的结构参数；设计合理的前轮盘式制动器的总成及零部件；确定最大制动力矩，并合理分配前、后轴的制动力，以满足汽车制动要求；校核计算前轮盘式制动器制动效能因数，来保证汽车的制动安全性和可靠性。虽然有点陌生，且在刚开始的图纸设计和论文写作过程中，有时感觉很辛苦，有时还会产生放弃的念头，但是最终坚持了下来，出色的完成了我的毕业设计。

我最初的工作是搜集与汽车制动器有关的资料。在指导老师的指点下，通过各种渠道开始准备工作—通过网络、图书馆搜集相关学术论文、核心期刊、书籍等。通过一段时间的深入学习，搜集了一大堆与毕业设计题目相关的资料，在苏老师的指导下，摒弃了一些无关紧要的内容，保留了有参考价值的资料作为备用。同时特意浏览了大量的外文网站，并将这些内容列成提纲，便于以后查询，以减少后期工作量

接下来，我开始对所搜集的资料进行整理、分析研究。开题报告完成之后随即进入紧张而有序的CAD 制图。作为机械专业的学生，CAD 对于我们并不陌生，但是在机械制图方面过于薄弱使我在进度上有点跟不上，所以我特地巩固了我的制图和读图能力，最终完成了CAD 图纸的设计。

在整个毕业论文设计的过程中我学到了做任何事情所要有的态度和心态，首先我明白了做学问要一丝不苟，对于出现的任何问题和偏差都不要轻视，要通过正确的途径去解决，在做事情的过程中要有耐心和毅力，不要一遇到困难就打退堂鼓，只要坚持下去就可以找到思路去解决问题的。在工作中要学会与人合作的态度，认真听取别人的意见，这样做起事情来就可以事倍功半。

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Commun Nonlinear Sci Numer Simul 2005.

致谢

论文的顺利完成，首先我要感谢我的指导老师苏小平老师以及一直帮助我的王强、王东海老师和周围同学朋友，感谢他们提出宝贵的意见和建议。另外，要感谢在大学期间所有传授我知识的老师，是你们的悉心教导使我有了良好的专业课知识，这也是论文得以完成的基础。