汽车盘式制动器的设计---毕业设计.doc

沈阳理工大学学士学位论文
摘 要
制动器是汽车制动系统的重要组成部分，本篇论文主要介绍了轿车的制动器设计。从盘式和鼓式制动器的结构与性能对比入手，考虑到盘式制动器制动效能更好，且尺寸和质量都相对较小，散热性能好，且所设计轿车的发动机转矩和功率较大，车速较高，属于中高档车，故本设计前后轮均选用了浮盘式制动器。
在基本结构选定后本篇论文对制动器展开了以下设计。第一制动系的参数：包括制动力分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率以及最大制动力矩等参数的选择计算；第二制动器及其零部件：制动盘、制动钳体、摩擦衬块等制动器零部件的尺寸计算与材料选择；第三驻车制动：本设计选用了后轮驻车制动，在后轮盘式制动器上加装了驻车制动的机械结构；第四制动驱动机构：制动轮缸、制动主缸、以及踏板行程的设计计算。
上述完毕后对所设计的制动器进行了制动减速度与制动距离的验算，对制动效能的稳定性以及制动时的方向稳定性进行了分析。最后，根据设计与计算用CATIA绘制出了该轿车制动器的装配图和制动盘、活塞、摩擦衬块等零件图。
除此之外，本论文简单介绍了制动驱动机构的结构型式选择，制动主缸，制动管路的多回路系统的选择以及制动器的研究现状及发展前景。

关键词： 盘式制动器 CATIA 设计 建模

绪论
一.课题研究的目的及意义
汽车的设计和生产涉及到许多领域，其安全性、经济性等众多指标，对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的速度和路面情况复杂程度的变化，需要高性能、长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，假如此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到伤害。
汽车是现代交通工具中用得最普遍、最方便的交通工具。汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置，而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，因而它是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，这就要求为汽车配备十分可靠的制动系统。
车辆在形式过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。
现代汽车采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最不稳定的因素，因而改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有重要的意义。
二.汽车制动器的国内外现状及发展趋势
对制动器的早期研究侧重于试验研究其摩擦特性，随着用户对其制动性能和使用寿命要求的不断提高，有关其基础理论与应用方面的研究同时也在深入进行。
目前，汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故多数汽车一般还是使用前盘后鼓式。汽车制动过程实际上是一个能量转换过程，它把汽车行驶时产生的动能转换为热能。高速行驶的汽车如果频繁使用制动器，制动器因摩擦会产生大量的热量，使制动器温度急剧升高，如果不能及时的为制动器散热，它的效率就会大大降低，影响制动性能。
在中高级轿车上前后轮都已经采用了盘式制动器。不过，时下还有不少经济型轿车采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器（即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器），这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为轿车在紧急制动时，负荷前移，对前轮制动的要求比较高，一般来说前轮用盘式制动器就够了。当然，前后轮都使用盘式制动器是一种趋势。在货车上，盘式制动器也有一部分被采用的，但离取代鼓式制动器还有一段距离。
现代汽车制动器起源于原始的机械控制装置，最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，那时的汽车重量比较小，速度比较低，机械制动已经可以满足汽车制动的需要，但随着汽车自身重量的增加，助力装置对机械制动器来说越来越重要,从而开始出现了真空助力装置。因而，全新的制动器结构形式是未来发展的趋势。
三.课题研究的内容
制动器是制动系中主要的部件，是制动系统中用以产生阻碍车辆的运动的部件。
利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都称为摩擦制动器，摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。
目前广泛使用的是摩擦式制动器,盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作表面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用车采用单盘三钳和双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。钳盘式制动器中定钳盘式为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其本身的浮动，而在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在垂直于制动盘的平面内摆动的摆动钳盘式制动器。
鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器等。
正如上面所述，制动器器的类型很多，那么每种类型的都适用什么类型的车呢？本课题就是来解决这些问题的。其实每种类型都有它的优缺点，我们本课题要研究的内容就是要通过分析设计，找出不同类型的优缺点。了解了他们的优缺点后，充分的利用它们，为汽车进行优化设计。
四.课题设计过程中遇到的问题以及解决的方法和措施
由于对专业知识的不那么熟练，需要查阅相当多的资料。根据设计车型的特点，合理计算该车型制动系统制动力及制动器制动力矩、制动器主要参数的计算与确定、摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算、制动力矩的计算与校核、在三维设计平台CATIA中完成盘式制动器零件图以及装配图的绘制等。
本次设计的目的是通过已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求；掌握盘式制动器总成的相关设计方法，进一步巩固汽车设计知识；学会用CATIA等三维软件进行基本的三维建模。提出将各种设计方法互相结合,针对不同的设计内容分别应用不同的方法,以便优化其设计过程方法。
五.毕业设计安排
第1-4周：查阅资料，分析课题研究的内容，写开题报告；
第5-6周：比较分析各种不同类型制动器的优缺
第7-8周：分析确定轿车盘式制动器
第9-10周：具体数据计算
第11-15周：绘制盘式制动器零件图和装配图
第16-17周：撰写毕业论文，准备答辩。

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1研究课题简介
1.1 课题主要内容：
题目简介：别克君威2015款2.0TGS豪情运动版轿车盘式制动器设计；前轮驱动；总长4834mm；总宽1856mm；轴距2737mm；质心位置（满载）a=1231.65mm,b=1505.35mm；质心位置（空载）a=1094.8mm,b=1642.2mm；质心高度（满载）hg=550mm；质心高度（空载）hg=600mm；前轮距1585mm；后轮距1588mm；整备质量（满载）2025kg；整备质量（空载）1660kg发动机排量2.0L，最大功率187kw/5300r/min，最大转矩350N·m /2000～5000r/min；六档手自一体变速器；最高车速240km/h。
根据所给轿车的技术参数及性能参数，并综合考虑制动器的设计要求，如下：
1）具有足够的制动效能。
2）工作可靠。
3）在任何情况下制动时，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，制动系产生的噪声尽可能小
8）作用滞后性尽可能好。
9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。
10）当制动驱动装置的任何元件发生故障并是使基本功能遭到破坏时，汽车制动系统应有声音或光信号等报警提示。
1.2 课题研究方案：
1）制动器的结构方案分析及选择：根据该轿车制动器的设计要求，通过计算及查阅相关资料，选出适合的结构方案。
2）制动系的主要参数：制动力、制动力分配系数、制动强度、最大制动力矩等。
3）制动器的设计和计算：根据所选方案与参数，分析计算制动器的制动因数、摩擦衬块的磨损特性，核算制动器热容量和温升等。
4）制动器主要零部件的结构设计与计算。
5）制动驱动机构的结构形式选择与设计计算。
6）综合上述设计与计算，用绘图软件绘制该制动器的零部件图和装配图。

2 制动器的结构形式
2.1鼓式制动器结构形式简介
鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为：

图 2.1 鼓式制动器简图
（a）领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式
（1）领从蹄式制动器
如图2.1（a）(b)所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。
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，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。
（2）双领蹄式制动器
若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.1(c)所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。
双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。
（3）双向双领蹄式制动器
如图2.1（d）当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。
（4）单向增力式制动器
如图2.1（e）单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。
（5） 双向增力式制动器
如图2.1（f）将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。
双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。
2.2 盘式制动器结构形式简介
盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。
（1）钳盘式
钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。
①定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。
②浮动盘式制动器：浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动；另一种是制动钳体可绕一支承销摆动。故有滑动和摆动之分，其中滑动应用的较多。它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动活动制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为l mm)后即应更换。这种制动器具有以下优点：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；没有跨越制动盘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。
（2）全盘式
在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。
2.3 盘式制动器的优缺点
盘式制动器比鼓式制动器的优点：
（1） 热稳定好，原因是一般无自行増力作用，衬块摩擦表现压力分布较鼓式中的衬片更为均匀，此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，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。汽车制动时不易跑偏。
（2） 水稳定性好，制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能降低不多，又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，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） 压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。
（7） 更换衬块简单容易。
（8） 衬块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） 易于实现间隙自动调整。
（10） 能方便地实现制动器磨损报警，以便及时更换摩擦衬块。
盘式制动器的主要缺点：
（1） 难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。
（2） 兼作驻车制动器时，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有助力器。
（4） 因为衬块工作表面小，所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。

2.4该轿车制动器结构的最终选择
汽车制动简单来讲，就是利用摩擦将动能转换成热能，使汽车失去动能而停止下来。因此，散热对制动系统是十分重要的。如果制动系统经常处于高温状态，就会阻碍能量的转换过程，造成制动性能下降。解决好散热问题，对提高汽车的制动性能也就起了重要作用。所以，现代轿车的车轮除了使用铝合金车圈来降低运行温度外，还倾向于采用散热性能较好的盘式制动器。
当然，盘式制动器也有自己的缺陷。例如对制动器和制动管路的制造要求较高，摩擦片的耗损量较大，成本贵，而且由于摩擦片的面积小，相对摩擦的工作面也较小，需要的制动液压高，必须要有助力装置才能使用。而鼓式制动器成本相对低廉，比较经济。轿车在制动过程中，在惯性的作用下，前轮的负荷占汽车全部负荷的70%－80%，因此前轮制动力要比后轮大。轿车生产厂家为了节省成本，就采用前轮盘式制动，后轮鼓式制动的方式。但随着轿车车速的不断提高，近年来采用盘式制动器的轿车日益增多。
纵观轿车市场，随着人类对汽车安全性重视的加剧，为了保持制动力系数的稳定性以及考虑到盘式制动器的优点，在轿车领域盘式制动器已基本取代鼓式制动器，特别是浮动钳盘式。根据制动盘的不同，盘式制动器还可分为普通盘式和通风盘式。普通盘式我们比较容易理解，就是实心的。通风盘式就是空心的，顾名思义具有通风功效，指的是汽车在行使当中产生的离心力能使空气对流，达到散热的目的，这是由盘式碟片的特殊构造决定的。从外表看，它在圆周上有许多通向圆心的洞空，这些洞空是经一种特殊工艺制造而成，因此比普通盘式散热效果要好许多。由于制造工艺与成本的关系，一般中高级轿车中普遍采用前通风盘、后普通盘的制动片。如Passat,Vento Golf2.0,Corrado等车，部分高级轿车采用前后通风盘。值得一提的是，在前轮使用通风盘正在逐步取代使用实心盘。ABS把大部分的制动力分配到前轮，防止甩尾，对前刹的散热要求很高，所以一般前轮都会采用通风盘。
综上所述，本次轿车设计，前后轮均采用浮动钳盘式制动器。其中前轮制动盘选择通风盘，后轮选择普通盘，并且在后轮上设置驻车制动传动装置。

3.制动器主要参数及其选择
盘式制动器设计的一般流程为：根据设计要求，所给数据，依据国家标准确定整车布置参数。在有关的整车布置参数及制动器结构型式确定之后，根据已给参数并参考已有的同等级汽车的同类型制动器，初选制动器的主要参数，并据以进行制动器结构的初步设计；然后进行制动力矩和磨损性能的验算，并与所要求的数据比较，直到达到设计要求。
之后再根据各项演算和比较的结果，对初选的参数进行必要的修改，直到基本性能参数能满足使用要求为止；最后进行详细的结构设计和分析。
3.1制动力与制动力分配系数
汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度的车轮，其力矩平衡方程为
(3.1)
式中：——制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N·m ；
——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N ；
——车轮有效半径，m 。
假设当时速，至汽车停止时速度。刹车距离m。由，
得 `
由前后轮分配可知：(假设)
前轮的其中一个轮
后轮的其中一个轮
因此，由公式（3.1）求得 ；
令 (3.2)
并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度时，大小也相等。取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，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值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以

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
阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升（图3.1）。
根据汽车制动时的整车受力分析（图3.2），并考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、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；
——汽车质心离后轴距离；
——汽车质心高度；
g——重力加速度；
——汽车制动减速度。
算得
汽车总的地面制动力为
(3.6)
式中：（）——制动强度，亦称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）
在此取附着系数，因此求得10151N 4564N
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，而是制动强度或总制动力的函数。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；
(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(3.6)、式(3.7)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：

(3.8)
式中：——前轴车轮的制动器制动力，；
——后轴车轮的制动器制动力，；
——前轴车轮的地面制动力；
——后轴车轮的地面制动力；
，——地面对前、后轴车轮的法向反力；
G——汽车重力；
，——汽车质心离前、后轴距离；
——汽车质心高度。
由式(3.8)知前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。式(3.8)中消去，得
(3.9)
式中：L——汽车的轴距。

图 3.3 某汽车的I曲线和曲线
将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图 3. 3所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，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，并以前制动与汽车总制动力之比表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数：
（3.10）
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。
在本设计的商务车中：
由式（3.8）； ;

3.2同步附着系数
由式(3.10)可表达为 (3.11)
上式在图 3.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，是汽车实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点， B点处的附着系数=,则称为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。
同步附着系数的计算公式是：。 求得
对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有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制动时，可能有以下情况：
(1)当<，线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。
(2)当>，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。
(3)当，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。
为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dtg，即，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时的制动强度q<，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。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)
算得
式中：——汽车总的地面制动力；
G——汽车所受重力；
——制动强度。
当=时，=，=1,利用率最高。
直至20世纪50年代，当时道路条件还不很好，汽车行驶速度也不很高，后轮抱死侧滑的后果也不显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定得较低，即处于常遇附着系数范围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。
如何选择同步附着系数 ，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。
的选择与很多因数有关。首先，所选的应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。此外，的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，的选择是一个综合性的问题，上述各因数对的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。
根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。
现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配曲线。
为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车在 0.15≤q≤0.8，其他汽车在0.15≤q≤0.3 的范围内，前轮均应 能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在 0.2≤≤0.8 的范围内，必须满足 q≥0.1+0.85(-0.2)。由式（13）可知q=0.77，满足。
3.3制动强度和附着系数利用率
上面已给出了制动强度q和附着系数利用率的定义式。下面再讨论一下当=、<和>时的q和。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=14715，q=；=1。
当<时：可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.12）和式（3.14）得
（3.16） （3.17）
（3.18）
当>时：可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）得
（3.19）
（3.20）
（3.21）
本设计中汽车的值恒定，其值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇附着系数范围内不致过低。在>的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。
3.4制动器最大制动力矩
为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。
最大制动力是在汽车附着质量被完全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,成正比。由式(3.8)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为
=2.224
式中：,——汽车质心离前、后轴距离;
——同步附着系数；
——汽车质心高度。
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，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。
对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到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：
3705N
1665N
对于选取较大的同步附着系数值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为
(3.22)
(3.23)
本设计选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到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上列计算结果的半值。
3.5 制动器因数
式(3.1)给出了制动器因数BF的表达式，它表示制动器的效能，又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评价不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即
(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，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘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），于是钳盘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=0.4；则BF=0.8
3.6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应尽可能取大些，这是制动盘的有效半径得到增大，可以减小制动钳的夹紧力，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70％～79％，而总质量大于总质量大于2t的汽车应取上限。
在本设计中： 取D=320mm
（2）制动盘厚度h
制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取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20mm-50mm,但多采用20mm-30mm。
在本设计中：前制动器采用通风盘，取厚度h=25mm；后制动盘采用实心盘，取厚度h=12mm
（3）摩擦衬块内半径与外半径
推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5.若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终将导致制动力矩变化大。在本设计中：取=110mm, =154mm
（4）摩擦衬快工作面积A
一般摩擦衬快单位面积占有汽车质量在1.6kg/-3.5kg/范围内选取，考虑到现今摩擦材料的不断升级，此范围可适当扩大些。本次设计使用半金属摩擦材料，其摩擦系数优于石棉材料。故取前轮制动器的摩擦衬块工作面积75 ；后轮制动器的摩擦衬块工作为70 。
表 3.1 一些国产汽车前盘式的制动器的主要参数
车牌
车型
制动盘外径/mm
工作半径/mm
制动盘厚度/mm
摩擦衬块厚度/mm
摩擦面积/cm
云雀
GHK7060
212
86
10
9
65.4
奥拓
SC7080
215
91
10
15.5
60
桑塔纳
2000
256
106
20
14
76
奥迪
100
256
104
22
14
96
4.制动器的设计计算
4.1摩擦衬块的磨损特性计算
摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
汽车的制动过程是将其机械能(动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。
4.1.1比能量耗散率
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。
双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为
（4.1）

式中：——汽车回转质量换算系数；
——汽车总