学位论文—轿车后轮盘式制动器设计.doc

目 录

第一章 绪 论 1
1.1 制动系统的基本概念 1
1.2 制动系统发展史 2
1.3 研究方向 3
1.4 课题主要内容： 3
1.5 课题研究方案： 4
第二章 制动器的结构形式选择 5
2.1 盘式制动器结构形式 5
2.2 鼓式制动器结构形式简介 5
2.3 7250型轿车制动器结构的最终确定 7
第三章 制动器主要参数选择 9
3.1 制动力与制动力分配系数 9
3.2 同步附着系数 14
3.3 制动强度和附着系数利用率 16
3.4 制动器最大制动力矩 17
3.5 制动器因数 19
3.6 驻车制动计算 19
3.7 鼓式制动器主要参数的确定 21
第四章 制动器的设计 23
4.1 盘式制动器主要参数的确定 23
4.2 摩擦衬块的磨损特性计算 24
4.2.1比能量耗散率 24
4.2.2 比滑磨功 25
4.3盘式制动器制动力矩的计算 26
第五章 盘中鼓制动器现状与未来 29
5.1盘式制动器取代鼓式原因 29
5.2 鼓式制动器现状 30
5.3 DIH盘中鼓结构设计原因 30
5.4盘中鼓式制动器未来 31
5.5 盘中鼓需要发展的方向 33
第六章 制动器主要零部件的结构设计 34
6.1 制动盘 34
6.2制动钳 35
6.3制动块 35
6.4摩擦材料 35
6.5制动器间隙的调整方法及相应机构 36
第七章 制动性能分析。 38
7.1 制动性能评价指标 38
7.1.1 制动效能 38
7.1.2 制动效能的恒定性 39
7.1.3 制动时汽车的方向稳定性 39
7.2制动器制动力分配曲线分析 40
参考文献 42

第一章 绪 论

1.1 制动系统的基本概念
令正在运行的车辆速度降低以至于停车，或者当进行下坡路段时可以用来稳定车辆的行驶速度，也可以令停在道路上的车保持不动，将能够完成如此相应功能的部件就是我们常说的车辆制动器；在车上装备一系列实现能够完成制动这一个功能装置，以便帮助驾驶员根据交通情况和路况做出相应反应与操作，这些对汽车进行外力可控的装置系统被称为制动系，而实现这功能的外力就是我们说的制动力。
将那些令正在前进中的汽车速度下降或者停车的系统称为行车制动；令静止的汽车静止在最开始停车的位置的制动系就是驻车制动。这两种制动系是一辆汽车所必须装备的，用以保证实现汽车的行驶安全性与驻车稳定性。

图1.1 汽车制动系组成

所有的制动系都应当具有以下四个部分（如图1.1所示）：
　　供能装置：包括供给、调节能量及改善介质状态。
　　控制装置：产生制动力和控制效果的一种部件。
　　传动装置：向制动器的相应部分进行能量传递的。
　　制动器：产生阻碍汽车运动及运动趋势的相关汽车工作组件，也包括辅助制动的缓速装置。
　　按制动能源分类可分为：以驾驶员作为制动源的人力制动系；全部靠汽车引擎所产生的动力转化为气压或液压能为以完成制动就被称为动力制动系，其制动源是发动机驱动的空气压缩机或油泵；兼用人力与汽车引擎动力来实现车辆制动的制动系称为伺服制动系。驻车制动一般采用人力式或动力式。
对汽车制动进行相关评价也是汽车安全性的关键部分，通常制动也是车辆整体的关键结构单元。如今汽车业十分发达，人们对汽车的性能要求也在不断提高。一套安全、环保、经济的制动系可以很大幅度的提高汽车性能，这也是设计人员不断完善的目标。

1.2 制动系统发展史
腓尼基人（又称闪族人在黎巴嫩和叙利亚沿海一带）已经可以用简单装置来制动他们的战车，并且在18、19世纪的马车上利用的挂在链条上的制动闸瓦或楔块来制动车辆。19世纪末汽车制造才开始进入系统化。威廉•迈巴赫把大部分时间花费于将内燃机转速从180r/min改进到到当时可用的600r/min。1885年“赖特车”车速达到12km/h。车辆传动系统摩擦大，所以不用制动也能减速。在1902年制动厂商考虑采用行之有效的纯机械制动器包括兰彻斯特的盘式制动器、路易斯雷诺的内闸瓦式制动器、迈巴赫的外带式制动器。机械操纵内制动蹄式制动器利用使制动蹄从内向外紧贴到制动鼓上的撑杆进行工作。由于其结构简单、紧凑，所以把低成本廉价的结构类型称为单作用制动器在一些轻型轿车的后轮制动器应用比较多。
1.3 研究方向
当今社会，轿车采用盘式制动器、鼓式制动器和盘鼓相互组合形式。随着盘式制动器的经济性提高与其性能的卓越性，而鼓式制动器虽然价格低廉但工作环境要求相对严格导致使用范围正在不断被吞噬。但是考虑到鼓式制动器作为后轮制动器时驻车制动简单，然而盘式制动器为满足这一功能更为复杂。如今中高型轿车由于价格较高要求性能优越，其中大部分已经采用前轮通风盘式制动器后轮盘式制动器，一些大牌已经率先采用四轮碟刹并且基本上普及了通风盘式制动器这一种性能优质制动器。如今有两大类后轮盘式制动器：盘中鼓式制动器即盘鼓结合式制动器DIH与供驻车制动用的辅助制动钳即DBA盘式制动器浮盘式。
　　当今社会带驻车制动功能的盘中鼓式盘式制动器纵然不是未来制动器发展的大体趋势不过还是可以改观现阶段鼓式制动器面临的危机。另外，现代汽车制动控制技术朝着电动控制发展，全部应用电子控制系统的制动器存在相当大的可用性与开发潜力，或将代替以前那些的以液压元件为主的控制系统。而盘中鼓制动器由于行车完全采用盘式制动器不存在对制动钳安装多余装置并保证了制动钳体尺寸标注与布置合理性，同时利用盘式制动器的中心鼓可以有效减少使用面积的浪费，鼓式制动器仅在驻车时候应用不影响盘制动器故此性能可以保证。由于仅在驻车时使用完全符合汽车电控要求同时鼓式制动器采用机械式与电控式并不受影响，实现全车电控的目标要求。但是由于在制动盘内部，鼓式制动器工作条件更加恶劣，制动鼓受制动盘尺寸所限制因此制动鼓的设计尤为困难与要求。这是盘中鼓的一大困难。

1.4 课题主要内容：
题目简介：后轮驱动；总长4755mm，总宽1795mm，轴距2725mm；空载时质心高670mm，满载时质心高635mm；前轮距1560mm，后轮距1560mm；整备质量1545kg，总质量1895kg；空载时前轴荷896kg，后轴荷649kg；满载时前轴荷985kg，后轴荷910kg；发动机排量2.5L，最大功率124kw/6000r/min，最大转矩226 N·m /4000r/min；最高车速：210km/h；后轮胎205/60 R16。
依据提供的轿车的技术参数及性能参数，同时全面考虑制动器的应用条件，不难得出以下设计要求：
1）具有足够的制动效能。
2）工作可靠。
3）无论汽车在任意速度下制动，汽车均不发生丧失操纵性和方向稳定性。
4）防止水和污泥污染侵蚀制动器工作表面。
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，制动系产生的噪声尽可能小，尽量避免散发出对人体有危害的石棉纤维等物质，减少公害。
8）作用滞后性应尽可能好。
9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。
10）摩擦副磨损后，有消除因磨损而产生间隙的机构，且调整容易，最好设置自动调整。
11）当制动驱动装置的元件发生故障并使基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或光信号报警等提示。

1.5 课题研究方案：
1）制动器的结构方案的选取和相关设计。分析7250型车制动器的设计要求，通过对比、校核验算以及参考相应说明，挑选出符合标准的结构方案。
2）对制动器主要参数筛选并选取其中适当的数据。选择制动力、最大制动力矩、制动力分配系数、制动强度等。
3）制动器的设计和计算。同时按照设计方案与参数来进行有关制动器制动因数设计计算、摩擦衬块的磨损特性分析等
4）对后轮制动器的主要零部件的设计计算

第二章 制动器的结构形式选择

2.1 盘式制动器结构形式
盘式制动器按摩擦片定位件安装位置不同可分为全盘式和钳盘式两类。（1）钳盘式
钳盘式制动器按照其制动钳结构型式不同又有定钳盘式与浮钳盘式之分。
①定钳盘式制动器：制动钳不随着车轮转动而随动，通过连接件将制动盘与车轮相互装配并在保证钳体可以自由转动不受到开口槽限制产生干涉。这一方案所具有优点：只有活塞与制动块是滑动件，便于保证制动钳刚度；结构及加工工艺简单，实现从鼓式到盘式的变换更加平滑过渡；符合多回路的要求。
②浮动盘式制动器：浮动式制动器的钳体是相对浮动的。其浮动结构有两种，一种是钳体可以进行平行滑动；另一种是制动钳体绕着支承销进行摆动。所以有滑动与摆动这一分别，滑动应用较为广泛。所具有的优点：因为在制动盘的内侧装有制动轮缸，可以降低其轴向尺寸，将会使制动器更加接近轮毂；无横跨制动盘的油路或油管，液压缸发生气化的可能性降低同时其相对好的冷却条件也是不可缺少的要素。
（2）全盘式
全盘式制动器的摩擦旋转件与固定零件均采用圆盘这一形式，工作过程中制动器摩擦面与制动盘相互接触，其工作原理与摩擦式离合器相似。但由于散热条件不好，所以如今的应用并不广泛。
2.2 鼓式制动器结构形式简介
鼓式制动器是最早开始使用的制动器结构形式。鼓式制动器结构型式又分为内张式和外束式两类。内张型鼓式制动器的摩擦元件是圆弧形摩擦制动蹄，固定在制动底板，而制动底板与后驱动桥的桥壳中半袖套管的凸缘相互连接紧固，其制动鼓为旋转的摩擦件。外束式鼓式制动器其固定摩擦元件是小刚度制动带，旋转摩擦件为制动鼓，工作时鼓的外表面与制动带的外圆弧面相互接触产生一个阻碍运动的摩擦力矩并与制动鼓产生相应制动作用，因此也常常叫其为带式制动器。

图 2.1 鼓式制动器简图

（1）领从蹄式制动器
如果汽车行驶时制动鼓的旋转方向如图2.1里所示，则制动蹄1为领蹄，制动蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向将会相反转动，所以导致领蹄与从蹄作用相互对调。领从蹄式制动器的效能及制动稳定性都处于各类制动器的中间位置，由于汽车行驶中与倒车停车时制动性能基本无太大改变，且结构相对其他鼓式制动器并不复杂同时造价低廉，使驻车制动机构安装布置相对容易，所以被广泛应用于中、重型货车的车轮制动器及部分小型汽车的后轮制动器。
（2）双领蹄式制动器
当汽车行驶时两制动蹄都是领蹄的制动器，就称作双领蹄式制动器。必然在汽车倒车时制动器的两个制动蹄都转换为从蹄。因此又可叫做单向双领蹄式制动器。双领蹄式制动器在行驶中拥有较高的制动效能，当进行倒车时则会使制动效能大幅度下降。
（3）双向双领蹄式制动器
当制动鼓正、反向旋转时，制动器的制动蹄都会有领蹄作用的制动器也就是常说的双向双领蹄式制动器。双向双领蹄式制动器在汽车行驶与倒车时制动性能基本上无太多变化。
（4）单向增力式制动器
单向增力式制动器就如同图2.1在下端用顶杆使两个制动蹄片相配合，第二制动蹄在支撑销作用下将制动蹄固定在制动底板上。单向增力式制动器在汽车行驶时可以保证在相对较好制动效能区间内实现制动，不过当汽车挂倒档时期间，就会导致制动效能变为最差。
（5） 双向增力式制动器
将单向增力式制动器的制动轮缸改用双作用式轮缸代替，同时将用来实现支承功能的支承销也改为双蹄共用式，改装后就是双向增力式制动器。无论汽车在行驶中制动或倒车停车时进行制动均为增力式制动器。
盘式制动器的主要缺点：
（1） 难以彻底防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。
（2） 兼作驻车制动器时，需附加的手驱动机构复杂。
（3） 在制动驱动机构中须装有助力器。
（4） 因为衬块工作表面小，磨损过快，导致使用寿命下降，需用高材质的衬块。

2.3 7250型轿车制动器结构的最终确定
制动通俗来说就是通过摩擦力做功将汽车的动能转换为热能消耗掉，使汽车丧失动力而被迫停下来。由此可知，散热性能的好坏直接对制动系性能有很大影响。如果经常处于高温下工作就会对能量转换过程产生负面影响，造成制动器性能的下降。如何解决散热问题，对于改进汽车的制动性能是十分关键的。现代汽车的车轮除了应用铝合金车圈降低温升外，还倾向于盘式制动器这一个散热性能良好的制动器。
当然，盘式制动器也具有一定缺陷。而鼓式制动器价格相对于盘式制动器来说较为经济。在制动过程中，由于汽车行驶惯性后轮的负荷通常占总负荷的40%－50%，因此后轮制动力相对于前轮来说要略小。轿车制造厂家为了提高利润增大经济性，用前轮盘式制动后轮鼓式制动的方式进行装配。伴随车速提高与要求的不断提升，最近采用四轮碟刹的轿车数量正在逐步提升，尤其是中高端轿车，都装配前后轮均为盘式行车制动或汽车前车轮采用通风盘式。
经过分析考虑轿车后轮采用浮动钳盘式制动器。后轮采用普通实心盘，并且在后轮上设置纯机械式的鼓式制动器以实现驻车制动，并保证盘式制动器的应用性能不受到影响。

第三章 制动器主要参数选择
盘式制动器设计流程通常为：根据所给数据查阅设计要求，根据行业信息对整车参数进行确定。在制动器结构型式及整车参数选取确定之后，依靠已有参数并借鉴同类型汽车的后轮制动器，初选制动器主要参数，依据参数进行制动器的初步设计；制动力矩与磨损性能的设计计算与验证计算合理性，要求进行相应的数据对比设计分析，直到与设计要求相比合理才算是计算合理。下一步根据验算结果，对初选的参数进行相应修正，直到所有性能参数均可以满足标准；最后进行制动器各部分相应结构参数分析与相应设计。
1.尺寸参数：
长度：4755mm； 宽度：1795mm； 高度：1450mm 轴距：2725mm ；
前轮距：1560mm ； 后轮距：1560
质心高度：空载 670mm ； 满载635m
质心到前轴的距离：空载1145 ； 满载1308
质心到后轴的距离：空载1580 ； 满载1417
2.质量参数：
整车整备质量：1545kg ； 总质量：1895kg ；
前轴载荷：空载896kg 满载985kg
后轴载荷：空载649kg 满载910kg
3.性能参数
发动机排量：2.5L；
最大功率：124kw/6000r/min
最大转矩：226 N*m /4000r/min
最高车速：210km/h。
轮胎有效半径：326mm
3.1 制动力与制动力分配系数
汽车制动时，可以忽略路面对车轮的滚动阻力矩和回转质量的惯性力矩，则在任何角速度下力矩平衡方程为
(3.1)
式中：——对轮胎的制动力矩也就是摩擦力矩,旋转方向与车轮相反，N·m ；
——作用于车轮上的制动力即摩擦力，即地面制动力，与汽车行驶方向相反，N ；
——车轮有效半径，m 。
假设当时车速，汽车停止时速度。刹车距离。由，
得 `
由前后轮分配可知：(设)
一个后轮
因此，由公式（3.1）求得
令 (3.2) 这个被称为制动器制动力，是克服制动器摩擦力矩所要的力，也叫做制动周缘力。和的方向相反，当车轮时，二者大小也相等。取决于制动器的结构尺寸、布置型式、有效半径及摩擦副之间的摩擦系数等，和踏板力成正比关系。若增大踏板力则也随之变大，同时和都将随之增大。不过由于地面制动力受到附着条件相应关系的限制，其大小不能超过附着力，即
(3.3)
(3.4)
式中：——轮胎与地面间的附着系数；——地面对车轮的法向反力。
当制动器制动力和地面制动力达到附着力这个值时，车轮就将抱死并在地面滑移。此后制动力矩即体现静摩擦力矩，而

图 3.1 制动力与踏板力的关系

图3.2 制动时的汽车受力图
当制动时达到=0以后，地面制动力达到附着力值后就将无法实现继续增长，而制动器制动力随踏板力的增大将会伴随摩擦力矩提高而逐步增加（图3.1）。车辆整体在制动时受力分析图（图3.2），并考虑制动时产生轴荷转移，地面对后轴车轮的法向反力为
(3.5)
式中：G——汽车所受重力；
L——汽车轴距；
——汽车质心离前轴距离；
——汽车质心高度；
g——重力加速度；
——汽车制动减速度。
算得
汽车总的地面制动 (3.6)
式中：（）——制动强度，称为比减速度或比制动力；
——前后轴车轮的地面制动力。
由式（3.5）、式（3.6）求得前、后轴车轮附着力
（3.7）
在这里附着系数，不难求得4114N
上式表明：汽车在附着系数的路面上刹车时，汽车附着力也就是极限制动力并非是固定不变，而是一个关于制动强度与制动力的函数。在车轮制动力足够大时，由于前、后轴荷分配、道路附着系数和坡度影响；前、后轮制动器制动力的分配等给各类因素，制动过程会有如下三种不同工况，即
(1)前轮先抱死拖滑，后轮后抱死拖滑；
(2)后轮先抱死拖滑，前轮后抱死拖滑；
(3)前、后车轮同时抱死。
第（3）种这种条件下附着条件利用得最高。由式(3.6)、式(3.7)得在随意的附着系数的路面行驶，前、后车轮同时抱死的条件是：

(3.8)
式中：——前轮的制动器制动力，；
——后轮的制动器制动力，；
——前轮的地面制动力；
——后轮的地面制动力；
——地面对前、后轮的法向反力；
G——汽车重力；
——质心离前、后轴距离；
——质心高度。
由式(3.8)知前、后车轮一起抱死时，前、后轮制动器的制动力，是一个关于的函数。将(3.8)中消去可以得到后轮制动力
(3.9)
式中：L——汽车的轴距。

图 3.3 某汽车的I曲线和曲线
画出，为坐标的曲线，也就是理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，也就是我们常说的I曲线，图 3. 3。若车辆前、后制动器的制动力，按I曲线的分配，那么可以保证汽车无论在何种附着系数的路面上刹车时，均可以实现前、后车轮同时抱死。目前大多数两轴式汽车的前、后制动器制动力之比是一个定值，将前制动的制动力与全部制动器的总制动力之比来体现分配的比例系数，也就是制动器制动力分配系数：
（3.10）
在附着条件限定范围内，地面制动力等于相应的制动周缘力，故通常称为制动力分配系数。
在7250型轿车设计过程中：由式（3.8）
； ;

3.2 同步附着系数
由式(3.10)可表达为 (3.11)
在图 3.3中一条通过坐标原点而且斜率是(1-)/的直线，这就是汽车实际前、后制动器制动力分配线，也就是线。图中线与I曲线交于B点， B点处的附着系数=,此时为该汽车的同步附着系数。
汽车的同步附着系数是车辆制动性能的一个主要参考数据，由车辆结构参数所决定。不受道路条件控制的，这在汽车出厂时就已经确定无法随意更改。同步附着系数的设计公式是：。 求出本设计中汽车的
对于前、后制动器制动力为某一个确定数值的汽车，只有当行驶在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上刹车时，就会有如下情况发生：
(1)当<，线位于I曲线下方，当汽车刹车时总是前轮先抱死。这是稳定工况，不过汽车将会丧失转向能力。
(2)当>，线位于I曲线上方，汽车刹车时基本上是后轮先拖滑，容易出现后轴侧滑失去方向稳定性是一种十分危险的工况。
(3)当，制动时汽车前、后轮同时抱死，是稳定工况，当然也将会丧失转向能力。
为了预防汽车的前轮丧失转向能力与后轮抱死侧滑，我们设计过程中尽量保证在车辆刹车时，即刚刚要出现车轮抱死但还不存在任何车轮抱死时的汽车制动减速度，这也就是这车有可能产生的最高制动减速度。实验证明，汽车在同步附着系数的路面上行驶并刹车(前、后车轮同时抱死)前提下，其制动减速度为，即，q为制动强度。当行驶在非同步附着系数的路面上，满足前轮或后轮即将抱死时的制动强度q<，这可以很好地证明唯有在=的路面上，地面的附着条件才得到完美的体现。附着条件的利用情况用附着系数利用率(附着力利用率)表示：
(3.12)
式中：——汽车总的地面制动力；
G——汽车所受重力；
——制动强度。
由q=0.71，=0.68；算得
当=时，=，=1,利用率最高。
50年代，当时道路条件一般，汽车行驶速度较低，后轮抱死侧滑的所造成的后果也不是十分明显，而前轮抱死丧失转向能力造成损害却严重，所以常将值设定得较低，即处于中间偏低区段。如今道路条件改善，行驶速度大幅提高，故汽车因后轮先抱死拖滑引起的后果十分严重。因此小型车和载货车的值如今都有不断提升的变化。
怎样选取同步附着系数 ，是测定前后制动力分配比汽车在制动系设计过程中需要考虑的重要问题。在汽车总质量和质心位置确定的前提下，值就决定了前后制动力的分配比。
现代汽车多装有相应的调节机构，依据制动强度、载荷等指标进行前、后制动器制动力的比的调节，这样可以实现与理想制动力分配曲线尽可能满足重合。
为保证汽车制动时的方向稳定性与附着系数可以在较高的利用率范围，the United Nations Economic Commission for Europe (ECE)规定无论在什么载荷情况下，轿车在 0.15≤q≤0.8，其他汽车在0.15≤q≤0.3 的范围内，前轮均能提前抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在 0.2≤≤0.8 的范围内，必须满足 。由式（13）可知q=0.71，满足。
3.3 制动强度和附着系数利用率
对于前面提及的制动强度q和附着系数利用率的介绍。现在考虑当=、<和>时的q和的变化于什么有关。根据所定的同步附着系数，由式（3.10）及式（3.11）得

（3.13）进而求得 （3.14）
（3.15）
当=时：，，故，此时q=；=1。
当<时：可获得的最大制动力取决于前轮刚要预先抱死的条件，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.12）和式（3.14）得
（3.16）
（3.17）
（3.18）
当>时：或许得到的最大总制动力受到后轮刚刚抱死的条件限制，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）得
（3.19）
（3.20）
（3.21）
毕业设计计算过程里的值是确定不变的，其值应当小于遇到的最大附着系数，这样可以保证在平常工作的附着系数范围内不致过低。在>的良好路面上突然刹车时，基本上都是后轮先抱死。
3.4 制动器最大制动力矩
为使汽车拥有更好的制动效能和优秀的稳定性，所以需要正确无误地进行前，后轮制动器的制动力矩设计。
最大制动力是当汽车附着条件被完全利用的前提下取得的，此刻制动力同陆地作用在车轮的法向力,成正比。由(3.8)可知，一般轿车前、后车轮附着力同时完美实现功能，换句话说前、后轮同时抱死时的制动力之比为

式中：,——汽车质心离前、后轴距离;
——同步附着系数；
——汽车质心高度。
制动器工作过程中创造的制动力矩是受到车轮的验算力矩所限制，即
；
式中：——前轴制动器的制动力，；
——后轴制动器的制动力，；
——作用于前轴车轮上的地面法向反力；
——作用于后轴车轮上的地面法向反力；
——车轮有效半径。
相对于工作在道路条件恶劣、低速行驶车辆不得不选取小的同步附着系数，为了保证其能在的条件相对优质的路面上（例如=0.69）实现刹车过程中后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴制动器能拥有最大制动力矩为：

对于选取同步附着系数值略大的汽车，从制动稳定性这一点考虑，来设计各轴的最大制动力矩。当时，此时所对应极限制动强度，因此需要的前轴与后轴的最大制动力矩为
(3.22)
(3.23)
设计依照于小的同步附着系数值的车辆，确保在的相对条件较好的路面上（例如=0.69）可以达到制动时后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为
（3.24）
（3.25）
式中：——该车所能遇到的最大附着系数；
——制动强度，由式(4-20)确定；
——车轮有效半径。
一个车轮制动器的最大制动力矩为计算结果的二分之一。
3.5 制动器因数
式(3.1)提供了制动器因数BF的计算公式，其代表了制动器效能，也就是制动器效能因数。从根本上来说是制动器在单位作用力或单位压力输入时所能输出的力矩或力，对不同型式制动器的制动效能进行评估。制动器因数可按照为在刹车碟片的作用半径上的摩擦力与输入力之比，
(3.26)
式中：——制动器的摩擦力矩；
R——制动鼓或制动盘的作用半径；
P——输入力，一般取施加在两制动蹄的张开力的平均值为输入力。其中钳盘式制动器，两侧制动块对刹车碟片的压紧力均为P，则刹车碟片在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2P（为盘与制动衬块间的摩擦系数）。
因此可以求得该形式制动器的制动器因数为：
(3.27)
式中：f为摩擦系数，本设计中取f=0.33；则BF=0.66
3.6 驻车制动计算
汽车在上坡路停车时的受力如图3.4所示。由下图可推导求出车辆在上坡停驻时后轮的附着力为：

同样可求出汽车在下坡时停车的后轴车轮的附着力为：

图 3.4 汽车在上坡路上停车时的受力简图
根据后轴车轮附着力与制动力相等这一个已知关系，可计算出汽车在上、下坡路段上驻车时的坡度极限倾角，，即由

求得汽车在上坡时停车所能达到的极限坡路倾角为：
（3.28）
在本设计中：
汽车在下坡时可以停车的最大下坡路倾角为：
(3.29)
在本设计中：
通常需要各种汽车的最大驻坡度不小于，所以满足要求。
单独驻车制动器的所能达到最大制动力矩为
3.7 鼓式制动器主要参数的确定
鉴于DIH的传统和可靠性要优越于BIR新型的机械滚珠斜面式制动器，故此驻车由鼓式制动器来承担。由于驻车制动情况特殊，工作条件简单并且相对于行车制动工作环境要明显好。因此完全采用全机械式自增力式鼓式制动器。鼓式制动器几乎实现完全密闭同时驻车机构简单衬块面积大，磨损较小等优点，所以用鼓式制动器符合汽车驻车制动要求。
不过由于该鼓式制动器受到盘式制动器尺寸限制无法安装国检标准进行加工，其制动器的制动鼓尺寸由制动盘内鼓所决定。所以需要专门的一套标准进行设计。由于鼓式制动器只用于驻车制动所以进行需要进行手制动力的验算校核。如图3.5的驻车操纵过程中，当车轮有向前方的滚动趋势时，对制动蹄进行相应的力学分析，不难得到如下计算

图3.5 驻车制动器简图
（a）制动器简图 （b）受力分析

由于是制动蹄与制动鼓之间的摩擦系数，故，带入方程组求得与
（3.30）
通过对制动蹄杠杆受力分析，同时令，可得：带入上式，则可以得到：
（3.31）
设施加在制动手柄上的驾驶员操纵力为P，此时后轮制动器采用相同驻车制动机构时制动驱动力F为： （3.32）
其中P------施加在制动手柄上的拉力，
----驻车驱动机构的总杠杆比
---驻车时驱动机构的效率，一般取
将公式32带入公式31，使不难得到驻车时制动操作杆所需要拉力应不大于500N否则要调整总杠杆比或者改变制动蹄杠杆进行调节。
该设计过程中已知数据

求出F=3438N,P=458N.由于所以基本符合标准。

第四章 制动器的设计

4.1 盘式制动器主要参数的确定
（1）制动盘直径D
制动盘直径D应尽量选择数值较大的数，这样可以将制动盘的有效半径扩大，同时也将减弱制动钳所产生的制动力，降低摩擦衬块的工作温度和工作压力，但是由于存在轮辋尺寸的相应要求，制动盘直径一般选取轮辋70％～79％为宜，需要注意当整车质量超过两吨是计算应取最大值。
此次设计过程中： 取D=310mm
（2）制动盘厚度h
制动盘厚度h对制动盘整体重量和工作温升有很大影响与限制。为了设计轻量化，制动盘厚度又不宜过大，但由于尺寸问题厚度又应该取大些。制动盘一般制成实心的，但是为了散热好，也可在制动盘的工作表面之间铸出通风孔。一般情况下，实心刹车碟片的厚度大约范围在10mm-20mm；通风盘式制动盘的工作表面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm-50mm,采用20mm-30mm较为广泛。
在本设计中：后制动盘采用实心盘，取厚度h=15mm
（3）摩擦衬块内半径与外半径
建议摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5.一旦二者比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差将会变得较大，导致部分局部位置磨损严重，接触面积缩小，最终将造成制动力矩波动频繁。此次设计过程中：取=118mm, =155mm
（4）摩擦衬块的工作面积A
一般摩擦衬块的单位面积占有汽车质量在区间内进行选取，如今考虑摩擦材料的更新换代性能不断改良，该范围可以略微扩大些。鉴于这种类型的汽车在设计时多采用的是半金属摩擦材料，该摩擦材料的摩擦系数要明显优于石棉材料。此次设计制动器衬块的工作面积初步确定为70 。
4.2 摩擦衬块的磨损特性计算
制动器摩擦衬片的磨损，与其摩擦副的制造材料、工作期间温度变化、摩擦副加工表面粗糙度、制动压力大小以及相对滑磨速度快慢等多种因素有关。不过试验表明，摩擦表面的摩擦系数、工作温度、制动时的压力与制动器表面加工情况等是影响制动器衬片磨损的重要因素。
汽车在制动过程中是将动能绝大部分变为热量并不断耗尽的过程。在制动强度巨大的紧急制动特殊情况下，制动器几乎承载将汽车动力转换为热量并快速消耗的使命。如果短时间内制动造成的大量热能不能及时传导到空气中并被消耗掉，这样会导致制动器的温度不断升高。这就我们常说的制动器的能量负荷。负荷增加，则衬片(衬块)工作强度就会越大这样磨损就会越加严重。
4.2.1比能量耗散率
制动器的能量负荷高低常以其比能量耗散率作为评定标准。比能量耗散率又称为单位能量负荷，是单位面积的摩擦材料在一定时间内消耗的能量的体现，其单位为。
一般轿车的单独一个前轮制动器和单独后轮制动器的比能量耗散率分别为
（4.1）

——汽车总质量；
，——汽车制动初速度与末速度；计算轿车取
——制动时间；
——前、后制动器摩擦材料的摩擦面积（）；
——汽车回转质量换算系数；
——制动减速度，，计算时取j=0.6g；
——制动力分配系数。
当急刹车也就是时，并可近似地认为，则有
（4.2）
把个参数值代入上式得

比能量耗散率一旦过高则会造成衬片（衬块）的急剧磨损，甚至比能量耗散率还有可能在一定概率下会导致制动鼓或制动盘的龟裂效应。因此推荐取减速度j=0.6g，制动初速度：轿车采用100km/h，鼓式制动器的比能量耗散率以不高于为宜。取同样的和j时，轿车的盘式制动器的比能量耗散率建议不大于较为适宜。式中t为100Km/h速度下的所需要的刹车时间，其值为。A1、A2为前后制动器摩擦衬片的面积。=0.69，求得，符合要求。
4.2.2 比滑磨功
衬片磨损和产生热量的相应技术指标也依靠在制动过程中制动器衬块由最高制动速度到完全停止时单位衬块面积上所产生的滑磨功，即比滑磨功来体现：
（4.3）
式中：——汽车总质量，kg；
——汽车最高制动车速，m/s
——车辆各制动器的摩擦衬块材料的摩擦面积之和，
——设计允许用比滑磨功，对轿车取
可求得： 因为1018在规定范围内，满足要求。
4.3盘式制动器制动力矩的计算

图 4.1盘式制动器的计算用图
盘式制动器的计算如图 4.1所示，若摩擦衬块与制动盘接触情况较好，同时所有工作接触位置的压力相对平均进行分配，则盘式制动器的制动力矩为
（4.4）
式中：f——摩擦系数，取值0.33；
N——一侧制动块对制动盘的压紧力
R——作用半径，取为133mm。

图 4.2 钳盘式制动器的作用半径示意图
一般的设计采用扇形摩擦衬块，因为其径向尺寸相对较小，取R平均半径或有效半径足以保证设计严谨性。如图 4.2所示，平均半径为
（4.8）
式中：，——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。（）
根据图 5-7，在随便哪一个单元面积R上的摩擦力对盘心的形成相应力矩是，式中为衬块与刹车碟片之间单位工作面上所产生的力，则一边的制动块作用于刹车碟片上的制动力矩为

单侧时
得有效半径为

令，则有：=138mm
因，，故。当，，。
如果m过小，则扇形的径向会变得很宽时，摩擦表面在各个半径上的滑磨速度会有很大偏差，将导致十分不平均的局部磨损，进而导致压力分布将十分集中局部过大，则上述计算方法失效。所以设计过程中取有效半径为138mm。

第五章 盘中鼓制动器现状与未来
5.1盘式制动器取代鼓式原因
盘式制动器已经受到越来越多的消费者的赞同与认可，不过因为盘式制动器在后轮应用的局限性与摩擦衬块材料性能、材料的要求不断严格，因此在后轮应用盘式制动器始终都是实用与困难缺点并存。
BIR机械式驻车制动一直广受业内人士的好评，并且已经出现要求取消鼓式制动器大面积应用盘式制动器的盘式制动器疯狂的热潮，这对于汽车未来发展是十分不利的。究其原因如下，一旦过分要求盘式制动器有较高的性能，盘式制动器工作负荷必然急剧加大，而且现有的盘式制动器多采用滚珠与弯曲斜面相互配合将径向力转变为轴向力，以实现驻车制动效果，从而保证驻车制动的可靠实施。但是鼓式制动器的优点是无法被磨灭的，盘