轎車后輪盤式制動器設(shè)計說明

1、轎車后輪盤式制動器設(shè)計目 錄第一章緒論11.1制動系統(tǒng)的基本概念11.2 制動系統(tǒng)發(fā)展史21.3 研究方向31.4 課題主要容：31.5 課題研究方案：4第二章制動器的結(jié)構(gòu)形式選擇52.1 盤式制動器結(jié)構(gòu)形式52.2 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式簡介52.3 7250型轎車制動器結(jié)構(gòu)的最終確定7第三章制動器主要參數(shù)選擇93.1 制動力與制動力分配系數(shù)93.2 同步附著系數(shù)143.3 制動強度和附著系數(shù)利用率163.4 制動器最大制動力矩173.5 制動器因數(shù)193.6 駐車制動計算193.7 鼓式制動器主要參數(shù)的確定21第四章制動器的設(shè)計234.1 盤式制動器主要參數(shù)的確定234.2 摩擦襯塊的磨損特性

2、計算244.2.1比能量耗散率244.2.2 比滑磨功254.3盤式制動器制動力矩的計算26第五章盤中鼓制動器現(xiàn)狀與未來295.1盤式制動器取代鼓式原因295.2 鼓式制動器現(xiàn)狀305.3 DIH盤中鼓結(jié)構(gòu)設(shè)計原因305.4盤中鼓式制動器未來315.5 盤中鼓需要發(fā)展的方向33第六章制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計346.1 制動盤346.2制動鉗356.3制動塊356.4摩擦材料356.5制動器間隙的調(diào)整方法與相應機構(gòu)36第七章制動性能分析。387.1 制動性能評價指標387.1.1 制動效能387.1.2 制動效能的恒定性397.1.3 制動時汽車的方向穩(wěn)定性397.2制動器制動力分配曲線分析4

3、0參考文獻4243 / 46第一章 緒 論1.1 制動系統(tǒng)的基本概念令正在運行的車輛速度降低以至于停車，或者當進行下坡路段時可以用來穩(wěn)定車輛的行駛速度，也可以令停在道路上的車保持不動，將能夠完成如此相應功能的部件就是我們常說的車輛制動器；在車上裝備一系列實現(xiàn)能夠完成制動這一個功能裝置，以便幫助駕駛員根據(jù)交通情況和路況做出相應反應與操作，這些對汽車進行外力可控的裝置系統(tǒng)被稱為制動系，而實現(xiàn)這功能的外力就是我們說的制動力。將那些令正在前進中的汽車速度下降或者停車的系統(tǒng)稱為行車制動；令靜止的汽車靜止在最開始停車的位置的制動系就是駐車制動。這兩種制動系是一輛汽車所必須裝備的，用以保證實現(xiàn)汽車的行駛安全

4、性與駐車穩(wěn)定性。圖1.1 汽車制動系組成所有的制動系都應當具有以下四個部分（如圖1.1所示）：供能裝置：包括供給、調(diào)節(jié)能量與改善介質(zhì)狀態(tài)?？刂蒲b置：產(chǎn)生制動力和控制效果的一種部件。傳動裝置：向制動器的相應部分進行能量傳遞的。制動器：產(chǎn)生阻礙汽車運動與運動趨勢的相關(guān)汽車工作組件，也包括輔助制動的緩速裝置。按制動能源分類可分為：以駕駛員作為制動源的人力制動系；全部靠汽車引擎所產(chǎn)生的動力轉(zhuǎn)化為氣壓或液壓能為以完成制動就被稱為動力制動系，其制動源是發(fā)動機驅(qū)動的空氣壓縮機或油泵；兼用人力與汽車引擎動力來實現(xiàn)車輛制動的制動系稱為伺服制動系。駐車制動一般采用人力式或動力式。對汽車制動進行相關(guān)評價也是汽車安全

5、性的關(guān)鍵部分，通常制動也是車輛整體的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)單元。如今汽車業(yè)十分發(fā)達，人們對汽車的性能要求也在不斷提高。一套安全、環(huán)保、經(jīng)濟的制動系可以很大幅度的提高汽車性能，這也是設(shè)計人員不斷完善的目標。1.2 制動系統(tǒng)發(fā)展史腓尼基人（又稱閃族人在黎巴嫩和敘利亞沿海一帶）已經(jīng)可以用簡單裝置來制動他們的戰(zhàn)車，并且在18、19世紀的馬車上利用的掛在鏈條上的制動閘瓦或楔塊來制動車輛。19世紀末汽車制造才開始進入系統(tǒng)化。威廉邁巴赫把大部分時間花費于將燃機轉(zhuǎn)速從180r/min改進到到當時可用的600r/min。1885年“賴特車”車速達到12km/h。車輛傳動系統(tǒng)摩擦大，所以不用制動也能減速。在1902年制動廠商考

6、慮采用行之有效的純機械制動器包括蘭徹斯特的盤式制動器、路易斯雷諾的閘瓦式制動器、邁巴赫的外帶式制動器。機械操縱制動蹄式制動器利用使制動蹄從向外緊貼到制動鼓上的撐桿進行工作。由于其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，所以把低成本廉價的結(jié)構(gòu)類型稱為單作用制動器在一些輕型轎車的后輪制動器應用比較多。1.3 研究方向當今社會，轎車采用盤式制動器、鼓式制動器和盤鼓相互組合形式。隨著盤式制動器的經(jīng)濟性提高與其性能的卓越性，而鼓式制動器雖然價格低廉但工作環(huán)境要求相對嚴格導致使用圍正在不斷被吞噬。但是考慮到鼓式制動器作為后輪制動器時駐車制動簡單，然而盤式制動器為滿足這一功能更為復雜。如今中高型轎車由于價格較高要求性能優(yōu)越，其部分

7、已經(jīng)采用前輪通風盤式制動器后輪盤式制動器，一些大牌已經(jīng)率先采用四輪碟剎并且基本上普與了通風盤式制動器這一種性能優(yōu)質(zhì)制動器。如今有兩大類后輪盤式制動器：盤中鼓式制動器即盤鼓結(jié)合式制動器DIH與供駐車制動用的輔助制動鉗即DBA盤式制動器浮盤式。當今社會帶駐車制動功能的盤中鼓式盤式制動器縱然不是未來制動器發(fā)展的大體趨勢不過還是可以改觀現(xiàn)階段鼓式制動器面臨的危機。另外，現(xiàn)代汽車制動控制技術(shù)朝著電動控制發(fā)展，全部應用電子控制系統(tǒng)的制動器存在相當大的可用性與開發(fā)潛力，或?qū)⒋嬉郧澳切┑囊砸簤涸橹鞯目刂葡到y(tǒng)。而盤中鼓制動器由于行車完全采用盤式制動器不存在對制動鉗安裝多余裝置并保證了制動鉗體尺寸標注與布置

8、合理性，同時利用盤式制動器的中心鼓可以有效減少使用面積的浪費，鼓式制動器僅在駐車時候應用不影響盤制動器故此性能可以保證。由于僅在駐車時使用完全符合汽車電控要求同時鼓式制動器采用機械式與電控式并不受影響，實現(xiàn)全車電控的目標要求。但是由于在制動盤部，鼓式制動器工作條件更加惡劣，制動鼓受制動盤尺寸所限制因此制動鼓的設(shè)計尤為困難與要求。這是盤中鼓的一大困難。1.4 課題主要容：題目簡介：后輪驅(qū)動；總長4755mm，總寬1795mm，軸距2725mm；空載時質(zhì)心高670mm，滿載時質(zhì)心高635mm；前輪距1560mm，后輪距1560mm；整備質(zhì)量1545kg，總質(zhì)量1895kg；空載時前軸荷896kg，

9、后軸荷649kg；滿載時前軸荷985kg，后軸荷910kg；發(fā)動機排量2.5L，最大功率124kw/6000r/min，最大轉(zhuǎn)矩226 N·m /4000r/min；最高車速：210km/h；后輪胎205/60 R16。依據(jù)提供的轎車的技術(shù)參數(shù)與性能參數(shù)，同時全面考慮制動器的應用條件，不難得出以下設(shè)計要求：1）具有足夠的制動效能。2）工作可靠。3）無論汽車在任意速度下制動，汽車均不發(fā)生喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。4）防止水和污泥污染侵蝕制動器工作表面。5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。7）制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲盡可能小，盡量避免散發(fā)出對人體有危害的石棉纖維等

10、物質(zhì)，減少公害。8）作用滯后性應盡可能好。9）摩擦襯片應有足夠的使用壽命。10）摩擦副磨損后，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整容易，最好設(shè)置自動調(diào)整。11）當制動驅(qū)動裝置的元件發(fā)生故障并使基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號報警等提示。 1.5 課題研究方案：1）制動器的結(jié)構(gòu)方案的選取和相關(guān)設(shè)計。分析7250型車制動器的設(shè)計要求，通過對比、校核驗算以與參考相應說明，挑選出符合標準的結(jié)構(gòu)方案。2）對制動器主要參數(shù)篩選并選取其中適當?shù)臄?shù)據(jù)。選擇制動力、最大制動力矩、制動力分配系數(shù)、制動強度等。3）制動器的設(shè)計和計算。同時按照設(shè)計方案與參數(shù)來進行有關(guān)制動器制動因數(shù)設(shè)計計算、摩擦襯塊的磨

11、損特性分析等4）對后輪制動器的主要零部件的設(shè)計計算第二章 制動器的結(jié)構(gòu)形式選擇2.1 盤式制動器結(jié)構(gòu)形式盤式制動器按摩擦片定位件安裝位置不同可分為全盤式和鉗盤式兩類。（1）鉗盤式鉗盤式制動器按照其制動鉗結(jié)構(gòu)型式不同又有定鉗盤式與浮鉗盤式之分。定鉗盤式制動器：制動鉗不隨著車輪轉(zhuǎn)動而隨動，通過連接件將制動盤與車輪相互裝配并在保證鉗體可以自由轉(zhuǎn)動不受到開口槽限制產(chǎn)生干涉。這一方案所具有優(yōu)點：只有活塞與制動塊是滑動件，便于保證制動鉗剛度；結(jié)構(gòu)與加工工藝簡單，實現(xiàn)從鼓式到盤式的變換更加平滑過渡；符合多回路的要求。浮動盤式制動器：浮動式制動器的鉗體是相對浮動的。其浮動結(jié)構(gòu)有兩種，一種是鉗體可以進行平行滑動

12、；另一種是制動鉗體繞著支承銷進行擺動。所以有滑動與擺動這一分別，滑動應用較為廣泛。所具有的優(yōu)點：因為在制動盤的側(cè)裝有制動輪缸，可以降低其軸向尺寸，將會使制動器更加接近輪轂；無橫跨制動盤的油路或油管，液壓缸發(fā)生氣化的可能性降低同時其相對好的冷卻條件也是不可缺少的要素。（2）全盤式全盤式制動器的摩擦旋轉(zhuǎn)件與固定零件均采用圓盤這一形式，工作過程中制動器摩擦面與制動盤相互接觸，其工作原理與摩擦式離合器相似。但由于散熱條件不好，所以如今的應用并不廣泛。2.2 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式簡介鼓式制動器是最早開始使用的制動器結(jié)構(gòu)形式。鼓式制動器結(jié)構(gòu)型式又分為式和外束式兩類。型鼓式制動器的摩擦元件是圓弧形摩擦制動蹄，

13、固定在制動底板，而制動底板與后驅(qū)動橋的橋殼中半袖套管的凸緣相互連接緊固，其制動鼓為旋轉(zhuǎn)的摩擦件。外束式鼓式制動器其固定摩擦元件是小剛度制動帶，旋轉(zhuǎn)摩擦件為制動鼓，工作時鼓的外表面與制動帶的外圓弧面相互接觸產(chǎn)生一個阻礙運動的摩擦力矩并與制動鼓產(chǎn)生相應制動作用，因此也常常叫其為帶式制動器。圖 2.1 鼓式制動器簡圖（1）領(lǐng)從蹄式制動器如果汽車行駛時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向如圖2.1里所示，則制動蹄1為領(lǐng)蹄，制動蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向?qū)喾崔D(zhuǎn)動，所以導致領(lǐng)蹄與從蹄作用相互對調(diào)。領(lǐng)從蹄式制動器的效能與制動穩(wěn)定性都處于各類制動器的中間位置，由于汽車行駛中與倒車停車時制動性能基本無太大改變，且結(jié)

14、構(gòu)相對其他鼓式制動器并不復雜同時造價低廉，使駐車制動機構(gòu)安裝布置相對容易，所以被廣泛應用于中、重型貨車的車輪制動器與部分小型汽車的后輪制動器。（2）雙領(lǐng)蹄式制動器當汽車行駛時兩制動蹄都是領(lǐng)蹄的制動器，就稱作雙領(lǐng)蹄式制動器。必然在汽車倒車時制動器的兩個制動蹄都轉(zhuǎn)換為從蹄。因此又可叫做單向雙領(lǐng)蹄式制動器。雙領(lǐng)蹄式制動器在行駛中擁有較高的制動效能，當進行倒車時則會使制動效能大幅度下降。（3）雙向雙領(lǐng)蹄式制動器當制動鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時，制動器的制動蹄都會有領(lǐng)蹄作用的制動器也就是常說的雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。雙向雙領(lǐng)蹄式制動器在汽車行駛與倒車時制動性能基本上無太多變化。（4）單向增力式制動器單向增力式制動器就

15、如同圖2.1在下端用頂桿使兩個制動蹄片相配合，第二制動蹄在支撐銷作用下將制動蹄固定在制動底板上。單向增力式制動器在汽車行駛時可以保證在相對較好制動效能區(qū)間實現(xiàn)制動，不過當汽車掛倒檔時期間，就會導致制動效能變?yōu)樽畈?。?） 雙向增力式制動器將單向增力式制動器的制動輪缸改用雙作用式輪缸代替，同時將用來實現(xiàn)支承功能的支承銷也改為雙蹄共用式，改裝后就是雙向增力式制動器。無論汽車在行駛中制動或倒車停車時進行制動均為增力式制動器。盤式制動器的主要缺點：（1） 難以徹底防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動器除外）。（2） 兼作駐車制動器時，需附加的手驅(qū)動機構(gòu)復雜。（3） 在制動驅(qū)動機構(gòu)中須裝有助力器。（4）

16、 因為襯塊工作表面小，磨損過快，導致使用壽命下降，需用高材質(zhì)的襯塊。2.3 7250型轎車制動器結(jié)構(gòu)的最終確定制動通俗來說就是通過摩擦力做功將汽車的動能轉(zhuǎn)換為熱能消耗掉，使汽車喪失動力而被迫停下來。由此可知，散熱性能的好壞直接對制動系性能有很大影響。如果經(jīng)常處于高溫下工作就會對能量轉(zhuǎn)換過程產(chǎn)生負面影響，造成制動器性能的下降。如何解決散熱問題，對于改進汽車的制動性能是十分關(guān)鍵的?，F(xiàn)代汽車的車輪除了應用鋁合金車圈降低溫升外，還傾向于盤式制動器這一個散熱性能良好的制動器。當然，盤式制動器也具有一定缺陷。而鼓式制動器價格相對于盤式制動器來說較為經(jīng)濟。在制動過程中，由于汽車行駛慣性后輪的負荷通常占總負荷

17、的40%50%，因此后輪制動力相對于前輪來說要略小。轎車制造廠家為了提高利潤增大經(jīng)濟性，用前輪盤式制動后輪鼓式制動的方式進行裝配。伴隨車速提高與要求的不斷提升，最近采用四輪碟剎的轎車數(shù)量正在逐步提升，尤其是中高端轎車，都裝配前后輪均為盤式行車制動或汽車前車輪采用通風盤式。經(jīng)過分析考慮轎車后輪采用浮動鉗盤式制動器。后輪采用普通實心盤，并且在后輪上設(shè)置純機械式的鼓式制動器以實現(xiàn)駐車制動，并保證盤式制動器的應用性能不受到影響。第三章 制動器主要參數(shù)選擇盤式制動器設(shè)計流程通常為：根據(jù)所給數(shù)據(jù)查閱設(shè)計要求，根據(jù)行業(yè)信息對整車參數(shù)進行確定。在制動器結(jié)構(gòu)型式與整車參數(shù)選取確定之后，依靠已有參數(shù)并借鑒同類型汽

18、車的后輪制動器，初選制動器主要參數(shù)，依據(jù)參數(shù)進行制動器的初步設(shè)計；制動力矩與磨損性能的設(shè)計計算與驗證計算合理性，要求進行相應的數(shù)據(jù)對比設(shè)計分析，直到與設(shè)計要求相比合理才算是計算合理。下一步根據(jù)驗算結(jié)果，對初選的參數(shù)進行相應修正，直到所有性能參數(shù)均可以滿足標準；最后進行制動器各部分相應結(jié)構(gòu)參數(shù)分析與相應設(shè)計。1.尺寸參數(shù)：長度：4755mm； 寬度：1795mm； 高度：1450mm 軸距：2725mm ；前輪距：1560mm ； 后輪距：1560質(zhì)心高度：空載 670mm ；滿載635m質(zhì)心到前軸的距離：空載1145 ； 滿載1308質(zhì)心到后軸的距離：空載1580 ； 滿載14172.質(zhì)量參數(shù)

19、：整車整備質(zhì)量：1545kg ；總質(zhì)量：1895kg ；前軸載荷：空載896kg 滿載985kg后軸載荷：空載649kg 滿載910kg3.性能參數(shù)發(fā)動機排量：2.5L；最大功率：124kw/6000r/min最大轉(zhuǎn)矩：226 N*m /4000r/min最高車速：210km/h。輪胎有效半徑：326mm3.1 制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，可以忽略路面對車輪的滾動阻力矩和回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則在任何角速度下力矩平衡方程為 (3.1)式中：對輪胎的制動力矩也就是摩擦力矩,旋轉(zhuǎn)方向與車輪相反，N·m ；作用于車輪上的制動力即摩擦力，即地面制動力，與汽車行駛方向相反，N ；車輪有效半

20、徑，m 。假設(shè)當時車速，汽車停止時速度。剎車距離。由，得 由前后輪分配可知：(設(shè))一個后輪 因此，由公式（3.1）求得 令 (3.2) 這個被稱為制動器制動力，是克服制動器摩擦力矩所要的力，也叫做制動周緣力。和的方向相反，當車輪時，二者大小也相等。取決于制動器的結(jié)構(gòu)尺寸、布置型式、有效半徑與摩擦副之間的摩擦系數(shù)等，和踏板力成正比關(guān)系。若增大踏板力則也隨之變大，同時和都將隨之增大。不過由于地面制動力受到附著條件相應關(guān)系的限制，其大小不能超過附著力，即 (3.3) (3.4) 式中：輪胎與地面間的附著系數(shù)；地面對車輪的法向反力。當制動器制動力和地面制動力達到附著力這個值時，車輪就將抱死并在地面滑移

21、。此后制動力矩即體現(xiàn)靜摩擦力矩，而圖 3.1 制動力與踏板力的關(guān)系圖3.2 制動時的汽車受力圖當制動時達到=0以后，地面制動力達到附著力值后就將無法實現(xiàn)繼續(xù)增長，而制動器制動力隨踏板力的增大將會伴隨摩擦力矩提高而逐步增加（圖3.1）。車輛整體在制動時受力分析圖（圖3.2），并考慮制動時產(chǎn)生軸荷轉(zhuǎn)移，地面對后軸車輪的法向反力為 (3.5)式中：G汽車所受重力；L汽車軸距；汽車質(zhì)心離前軸距離；汽車質(zhì)心高度；g重力加速度；汽車制動減速度。算得 汽車總的地面制動 (3.6)式中：（）制動強度，稱為比減速度或比制動力；前后軸車輪的地面制動力。由式（3.5）、式（3.6）求得前、后軸車輪附著力（3.7）在

22、這里附著系數(shù)，不難求得4114N上式表明：汽車在附著系數(shù)的路面上剎車時，汽車附著力也就是極限制動力并非是固定不變，而是一個關(guān)于制動強度與制動力的函數(shù)。在車輪制動力足夠大時，由于前、后軸荷分配、道路附著系數(shù)和坡度影響；前、后輪制動器制動力的分配等給各類因素，制動過程會有如下三種不同工況，即(1)前輪先抱死拖滑，后輪后抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，前輪后抱死拖滑；(3)前、后車輪同時抱死。第（3）種這種條件下附著條件利用得最高。由式(3.6)、式(3.7)得在隨意的附著系數(shù)的路面行駛，前、后車輪同時抱死的條件是：(3.8)式中：前輪的制動器制動力，；后輪的制動器制動力，；前輪的地面制動力；后輪的

23、地面制動力；地面對前、后輪的法向反力；G汽車重力；質(zhì)心離前、后軸距離；質(zhì)心高度。由式(3.8)知前、后車輪一起抱死時，前、后輪制動器的制動力，是一個關(guān)于的函數(shù)。將(3.8)中消去可以得到后輪制動力(3.9)式中：L汽車的軸距。圖 3.3 某汽車的I曲線和曲線畫出，為坐標的曲線，也就是理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，也就是我們常說的I曲線，圖 3. 3。若車輛前、后制動器的制動力，按I曲線的分配，那么可以保證汽車無論在何種附著系數(shù)的路面上剎車時，均可以實現(xiàn)前、后車輪同時抱死。目前大多數(shù)兩軸式汽車的前、后制動器制動力之比是一個定值，將前制動的制動力與全部制動器的總制動力之比來體現(xiàn)分配的比例系數(shù)

24、，也就是制動器制動力分配系數(shù)：（3.10）在附著條件限定圍，地面制動力等于相應的制動周緣力，故通常稱為制動力分配系數(shù)。在7250型轎車設(shè)計過程中：由式（3.8）； ; 3.2 同步附著系數(shù)由式(3.10)可表達為 (3.11)在圖 3.3中一條通過坐標原點而且斜率是(1-)/的直線，這就是汽車實際前、后制動器制動力分配線，也就是線。圖中線與I曲線交于B點， B點處的附著系數(shù)=,此時為該汽車的同步附著系數(shù)。汽車的同步附著系數(shù)是車輛制動性能的一個主要參考數(shù)據(jù)，由車輛結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。不受道路條件控制的，這在汽車出廠時就已經(jīng)確定無法隨意更改。同步附著系數(shù)的設(shè)計公式是：。求出本設(shè)計中汽車的 對于前、后制

25、動器制動力為某一個確定數(shù)值的汽車，只有當行駛在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當汽車在不同值的路面上剎車時，就會有如下情況發(fā)生： (1)當<，線位于I曲線下方，當汽車剎車時總是前輪先抱死。這是穩(wěn)定工況，不過汽車將會喪失轉(zhuǎn)向能力。(2)當>，線位于I曲線上方，汽車剎車時基本上是后輪先拖滑，容易出現(xiàn)后軸側(cè)滑失去方向穩(wěn)定性是一種十分危險的工況。(3)當，制動時汽車前、后輪同時抱死，是穩(wěn)定工況，當然也將會喪失轉(zhuǎn)向能力。為了預防汽車的前輪喪失轉(zhuǎn)向能力與后輪抱死側(cè)滑，我們設(shè)計過程中盡量保證在車輛剎車時，即剛剛要出現(xiàn)車輪抱死但還不存在任何車輪抱死時的汽車制動減速度

26、，這也就是這車有可能產(chǎn)生的最高制動減速度。實驗證明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上行駛并剎車(前、后車輪同時抱死)前提下，其制動減速度為，即，q為制動強度。當行駛在非同步附著系數(shù)的路面上，滿足前輪或后輪即將抱死時的制動強度q<，這可以很好地證明唯有在=的路面上，地面的附著條件才得到完美的體現(xiàn)。附著條件的利用情況用附著系數(shù)利用率(附著力利用率)表示： (3.12)式中：汽車總的地面制動力；G汽車所受重力；制動強度。由q=0.71，=0.68；算得當=時，=，=1,利用率最高。50年代，當時道路條件一般，汽車行駛速度較低，后輪抱死側(cè)滑的所造成的后果也不是十分明顯，而前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力造成損害卻

27、嚴重，所以常將值設(shè)定得較低，即處于中間偏低區(qū)段。如今道路條件改善，行駛速度大幅提高，故汽車因后輪先抱死拖滑引起的后果十分嚴重。因此小型車和載貨車的值如今都有不斷提升的變化。怎樣選取同步附著系數(shù)，是測定前后制動力分配比汽車在制動系設(shè)計過程中需要考慮的重要問題。在汽車總質(zhì)量和質(zhì)心位置確定的前提下，值就決定了前后制動力的分配比?，F(xiàn)代汽車多裝有相應的調(diào)節(jié)機構(gòu)，依據(jù)制動強度、載荷等指標進行前、后制動器制動力的比的調(diào)節(jié)，這樣可以實現(xiàn)與理想制動力分配曲線盡可能滿足重合。 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性與附著系數(shù)可以在較高的利用率圍，the United Nations Economic Commission

28、for Europe (ECE)規(guī)定無論在什么載荷情況下，轎車在 0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3 的圍，前輪均能提前抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在 0.20.8 的圍，必須滿足 。由式（13）可知q=0.71，滿足。3.3 制動強度和附著系數(shù)利用率對于前面提與的制動強度q和附著系數(shù)利用率的介紹?，F(xiàn)在考慮當=、<和>時的q和的變化于什么有關(guān)。根據(jù)所定的同步附著系數(shù)，由式（3.10）與式（3.11）得 （3.13）進而求得 （3.14） （3.15）當=時：，故，此時q=；=1。當<時：可獲得的最大制動力取決于前輪剛要預先抱死的條件，即。由式（3.6）、式（3.7

29、）、式（3.12）和式（3.14）得 （3.16） （3.17） （3.18）當>時：或許得到的最大總制動力受到后輪剛剛抱死的條件限制，即。由式（3.6）、式（3.7）、式（3.13）和式（3.15）得 （3.19） （3.20） （3.21）畢業(yè)設(shè)計計算過程里的值是確定不變的，其值應當小于遇到的最大附著系數(shù)，這樣可以保證在平常工作的附著系數(shù)圍不致過低。在>的良好路面上突然剎車時，基本上都是后輪先抱死。3.4 制動器最大制動力矩為使汽車擁有更好的制動效能和優(yōu)秀的穩(wěn)定性，所以需要正確無誤地進行前，后輪制動器的制動力矩設(shè)計。最大制動力是當汽車附著條件被完全利用的前提下取得的，此刻制動力

30、同陸地作用在車輪的法向力,成正比。由(3.8)可知，一般轎車前、后車輪附著力同時完美實現(xiàn)功能，換句話說前、后輪同時抱死時的制動力之比為式中：,汽車質(zhì)心離前、后軸距離;同步附著系數(shù)；汽車質(zhì)心高度。制動器工作過程中創(chuàng)造的制動力矩是受到車輪的驗算力矩所限制，即； 式中：前軸制動器的制動力，；后軸制動器的制動力，；作用于前軸車輪上的地面法向反力；作用于后軸車輪上的地面法向反力；車輪有效半徑。相對于工作在道路條件惡劣、低速行駛車輛不得不選取小的同步附著系數(shù)，為了保證其能在的條件相對優(yōu)質(zhì)的路面上（例如=0.69）實現(xiàn)剎車過程中后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸制動器能擁有最大制動力矩為：對于

31、選取同步附著系數(shù)值略大的汽車，從制動穩(wěn)定性這一點考慮，來設(shè)計各軸的最大制動力矩。當時，此時所對應極限制動強度，因此需要的前軸與后軸的最大制動力矩為 (3.22) (3.23)設(shè)計依照于小的同步附著系數(shù)值的車輛，確保在的相對條件較好的路面上（例如=0.69）可以達到制動時后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 （3.24） （3.25）式中：該車所能遇到的最大附著系數(shù)；制動強度，由式(4-20)確定；車輪有效半徑。一個車輪制動器的最大制動力矩為計算結(jié)果的二分之一。3.5 制動器因數(shù)式(3.1)提供了制動器因數(shù)BF的計算公式，其代表了制動器效能，也就

32、是制動器效能因數(shù)。從根本上來說是制動器在單位作用力或單位壓力輸入時所能輸出的力矩或力，對不同型式制動器的制動效能進行評估。制動器因數(shù)可按照為在剎車碟片的作用半徑上的摩擦力與輸入力之比， (3.26)式中：制動器的摩擦力矩；R制動鼓或制動盤的作用半徑；P輸入力，一般取施加在兩制動蹄的開力的平均值為輸入力。其中鉗盤式制動器，兩側(cè)制動塊對剎車碟片的壓緊力均為P，則剎車碟片在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2P（為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)）。因此可以求得該形式制動器的制動器因數(shù)為：(3.27)式中：f為摩擦系數(shù)，本設(shè)計中取f=0.33；則BF=0.663.6 駐車制動計算汽車在上坡路停車時的受力

33、如圖3.4所示。由下圖可推導求出車輛在上坡停駐時后輪的附著力為：同樣可求出汽車在下坡時停車的后軸車輪的附著力為：圖 3.4 汽車在上坡路上停車時的受力簡圖根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等這一個已知關(guān)系，可計算出汽車在上、下坡路段上駐車時的坡度極限傾角，即由求得汽車在上坡時停車所能達到的極限坡路傾角為： （3.28）在本設(shè)計中： 汽車在下坡時可以停車的最大下坡路傾角為： (3.29)在本設(shè)計中： 通常需要各種汽車的最大駐坡度不小于，所以滿足要求。單獨駐車制動器的所能達到最大制動力矩為3.7 鼓式制動器主要參數(shù)的確定鑒于DIH的傳統(tǒng)和可靠性要優(yōu)越于BIR新型的機械滾珠斜面式制動器，故此駐車由鼓式制動

34、器來承擔。由于駐車制動情況特殊，工作條件簡單并且相對于行車制動工作環(huán)境要明顯好。因此完全采用全機械式自增力式鼓式制動器。鼓式制動器幾乎實現(xiàn)完全密閉同時駐車機構(gòu)簡單襯塊面積大，磨損較小等優(yōu)點，所以用鼓式制動器符合汽車駐車制動要求。不過由于該鼓式制動器受到盤式制動器尺寸限制無法安裝國檢標準進行加工，其制動器的制動鼓尺寸由制動盤鼓所決定。所以需要專門的一套標準進行設(shè)計。由于鼓式制動器只用于駐車制動所以進行需要進行手制動力的驗算校核。如圖3.5的駐車操縱過程中，當車輪有向前方的滾動趨勢時，對制動蹄進行相應的力學分析，不難得到如下計算圖3.5 駐車制動器簡圖（a）制動器簡圖 （b）受力分析由于是制動蹄與

35、制動鼓之間的摩擦系數(shù)，故，帶入方程組求得與（3.30）通過對制動蹄杠桿受力分析，同時令，可得：帶入上式，則可以得到：（3.31）設(shè)施加在制動手柄上的駕駛員操縱力為P，此時后輪制動器采用一樣駐車制動機構(gòu)時制動驅(qū)動力F為： （3.32）其中P-施加在制動手柄上的拉力，-駐車驅(qū)動機構(gòu)的總杠桿比-駐車時驅(qū)動機構(gòu)的效率，一般取將公式32帶入公式31，使不難得到駐車時制動操作桿所需要拉力應不大于500N否則要調(diào)整總杠桿比或者改變制動蹄杠桿進行調(diào)節(jié)。該設(shè)計過程中已知數(shù)據(jù)求出F=3438N,P=458N.由于所以基本符合標準。第四章 制動器的設(shè)計4.1 盤式制動器主要參數(shù)的確定（1）制動盤直徑D制動盤直徑D應

36、盡量選擇數(shù)值較大的數(shù)，這樣可以將制動盤的有效半徑擴大，同時也將減弱制動鉗所產(chǎn)生的制動力，降低摩擦襯塊的工作溫度和工作壓力，但是由于存在輪輞尺寸的相應要求，制動盤直徑一般選取輪輞7079為宜，需要注意當整車質(zhì)量超過兩噸是計算應取最大值。此次設(shè)計過程中：取D=310mm（2）制動盤厚度h制動盤厚度h對制動盤整體重量和工作溫升有很大影響與限制。為了設(shè)計輕量化，制動盤厚度又不宜過大，但由于尺寸問題厚度又應該取大些。制動盤一般制成實心的，但是為了散熱好，也可在制動盤的工作表面之間鑄出通風孔。一般情況下，實心剎車碟片的厚度大約圍在10mm-20mm；通風盤式制動盤的工作表面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為2

37、0mm-50mm,采用20mm-30mm較為廣泛。在本設(shè)計中：后制動盤采用實心盤，取厚度h=15mm（3）摩擦襯塊半徑與外半徑建議摩擦襯塊外半徑與半徑的比值不大于1.5.一旦二者比值偏大，工作時襯塊的外緣與側(cè)圓周速度相差將會變得較大，導致部分局部位置磨損嚴重，接觸面積縮小，最終將造成制動力矩波動頻繁。此次設(shè)計過程中：取=118mm,=155mm（4）摩擦襯塊的工作面積A 一般摩擦襯塊的單位面積占有汽車質(zhì)量在區(qū)間進行選取，如今考慮摩擦材料的更新?lián)Q代性能不斷改良，該圍可以略微擴大些。鑒于這種類型的汽車在設(shè)計時多采用的是半金屬摩擦材料，該摩擦材料的摩擦系數(shù)要明顯優(yōu)于石棉材料。此次設(shè)計制動器襯塊的工作

38、面積初步確定為70。4.2 摩擦襯塊的磨損特性計算制動器摩擦襯片的磨損，與其摩擦副的制造材料、工作期間溫度變化、摩擦副加工表面粗糙度、制動壓力大小以與相對滑磨速度快慢等多種因素有關(guān)。不過試驗表明，摩擦表面的摩擦系數(shù)、工作溫度、制動時的壓力與制動器表面加工情況等是影響制動器襯片磨損的重要因素。汽車在制動過程中是將動能絕大部分變?yōu)闊崃坎⒉粩嗪谋M的過程。在制動強度巨大的緊急制動特殊情況下，制動器幾乎承載將汽車動力轉(zhuǎn)換為熱量并快速消耗的使命。如果短時間制動造成的大量熱能不能與時傳導到空氣中并被消耗掉，這樣會導致制動器的溫度不斷升高。這就我們常說的制動器的能量負荷。負荷增加，則襯片(襯塊)工作強度就會越

39、大這樣磨損就會越加嚴重。4.2.1比能量耗散率 制動器的能量負荷高低常以其比能量耗散率作為評定標準。比能量耗散率又稱為單位能量負荷，是單位面積的摩擦材料在一定時間消耗的能量的體現(xiàn)，其單位為。一般轎車的單獨一個前輪制動器和單獨后輪制動器的比能量耗散率分別為 （4.1）汽車總質(zhì)量；，汽車制動初速度與末速度；計算轎車取制動時間；前、后制動器摩擦材料的摩擦面積（）；汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；制動減速度，計算時取j=0.6g；制動力分配系數(shù)。當急剎車也就是時，并可近似地認為，則有 （4.2）把個參數(shù)值代入上式得 比能量耗散率一旦過高則會造成襯片（襯塊）的急劇磨損，甚至比能量耗散率還有可能在一定概率下會導致制

40、動鼓或制動盤的龜裂效應。因此推薦取減速度j=0.6g，制動初速度：轎車采用100km/h，鼓式制動器的比能量耗散率以不高于為宜。取同樣的和j時，轎車的盤式制動器的比能量耗散率建議不大于較為適宜。式中t為100Km/h速度下的所需要的剎車時間，其值為。A1、A2為前后制動器摩擦襯片的面積。=0.69，求得，符合要求。4.2.2 比滑磨功 襯片磨損和產(chǎn)生熱量的相應技術(shù)指標也依靠在制動過程中制動器襯塊由最高制動速度到完全停止時單位襯塊面積上所產(chǎn)生的滑磨功，即比滑磨功來體現(xiàn)： （4.3）式中：汽車總質(zhì)量，kg；汽車最高制動車速，m/s車輛各制動器的摩擦襯塊材料的摩擦面積之和，設(shè)計允許用比滑磨功，對轎車

41、取可求得：因為1018在規(guī)定圍，滿足要求。4.3盤式制動器制動力矩的計算圖 4.1盤式制動器的計算用圖盤式制動器的計算如圖 4.1所示，若摩擦襯塊與制動盤接觸情況較好，同時所有工作接觸位置的壓力相對平均進行分配，則盤式制動器的制動力矩為 （4.4）式中：f摩擦系數(shù)，取值0.33；N一側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力R作用半徑，取為133mm。圖 4.2 鉗盤式制動器的作用半徑示意圖一般的設(shè)計采用扇形摩擦襯塊，因為其徑向尺寸相對較小，取R平均半徑或有效半徑足以保證設(shè)計嚴謹性。如圖 4.2所示，平均半徑為 （4.8）式中：，扇形摩擦襯塊的半徑和外半徑。（）根據(jù)圖 5-7，在隨便哪一個單元面積R上的摩擦力對

42、盤心的形成相應力矩是，式中為襯塊與剎車碟片之間單位工作面上所產(chǎn)生的力，則一邊的制動塊作用于剎車碟片上的制動力矩為單側(cè)時 得有效半徑為令，則有：=138mm 因，故。當，。如果m過小，則扇形的徑向會變得很寬時，摩擦表面在各個半徑上的滑磨速度會有很大偏差，將導致十分不平均的局部磨損，進而導致壓力分布將十分集中局部過大，則上述計算方法失效。所以設(shè)計過程中取有效半徑為138mm。第五章 盤中鼓制動器現(xiàn)狀與未來5.1盤式制動器取代鼓式原因盤式制動器已經(jīng)受到越來越多的消費者的贊同與認可，不過因為盤式制動器在后輪應用的局限性與摩擦襯塊材料性能、材料的要求不斷嚴格，因此在后輪應用盤式制動器始終都是實用與困難缺

43、點并存。BIR機械式駐車制動一直廣受業(yè)人士的好評，并且已經(jīng)出現(xiàn)要求取消鼓式制動器大面積應用盤式制動器的盤式制動器瘋狂的熱潮，這對于汽車未來發(fā)展是十分不利的。究其原因如下，一旦過分要求盤式制動器有較高的性能，盤式制動器工作負荷必然急劇加大，而且現(xiàn)有的盤式制動器多采用滾珠與彎曲斜面相互配合將徑向力轉(zhuǎn)變?yōu)檩S向力，以實現(xiàn)駐車制動效果，從而保證駐車制動的可靠實施。但是鼓式制動器的優(yōu)點是無法被磨滅的，盤式制動器總體結(jié)構(gòu)相比于鼓式制動器形式來說比較不利于加工，對于制動鉗、液壓管道的相應條件也在不斷提升，盤式制動器造價遠高于鼓式制動器。鼓式制動器簡單的結(jié)構(gòu)形式與經(jīng)濟的實用價格同時制動管路相對簡單簡單，最主要的

44、是鼓式制動器的駐車制動易于實現(xiàn)并且結(jié)構(gòu)簡單。而現(xiàn)今的盤式制動器在汽車前輪的絕對優(yōu)勢使很多研究人員失去理性的方向感，盲目追求盤式優(yōu)越性忽視駐車時結(jié)構(gòu)復雜與要求嚴格，導致部分車駐車性能明顯是在加快盤式制動器的壽命。根據(jù)最近的汽車行情來看，轎車的價格依舊保持高價格，不過轎車的購買能力的確不俗，現(xiàn)在的市場需求依舊很高，即使是在2009年后經(jīng)濟不景氣的前提下其仍能保證銷售量，所以盤式制動器被認定為是未來汽車的選擇。盤式制動器正在不斷代替鼓式制動器，究其原因是因為盤式制動器與鼓式制動器的優(yōu)勢與劣勢所來決定的。盤式制動器在有助力情況下將會有大而穩(wěn)的制動力，在任何道路情況下制動性能都會有很好地發(fā)揮空間，其制動

45、效能相比鼓式制動器優(yōu)良很多，設(shè)計結(jié)構(gòu)時可以考慮通過制動盤上制造相應通風口來使制動盤更加冷卻良好，這樣可以盡量使盤式制動器的散熱性得到改善保證工作過程中溫度在較低圍。不過盤式制動器結(jié)構(gòu)從某種意義上來講要比鼓式制動器相對繁瑣要求更高，對制動鉗、供應管路要求也在逐步趨于苛刻，而且制動器造價要比鼓式制動器貴一些。與盤式相互類比之后不難發(fā)現(xiàn)，鼓式制動器的制動效能和通風散熱都要遜色于盤式制動器，鼓式制動器制動力穩(wěn)定性相對較差，在各種不同道路上制動力變化幅度大，不利于駕駛員感知與控制。同時考慮到散熱性不良鼓式制動器存在熱衰退現(xiàn)象。當然，鼓式制動器也并非毫無好處，它的價格相對便宜，符合傳統(tǒng)設(shè)計思想理論。對于以

46、較高車速駕駛的車輛，由于路面情況需要不斷使用制動器進行剎車，制動器的摩擦襯片將會通過能量轉(zhuǎn)換產(chǎn)生很多的熱，導致制動器溫度很快增加，倘若不能將這些熱量盡快徹底地散發(fā)出，將會很大程度上影響到盤式制動器的制動性能，也就是會發(fā)生所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象。前盤后鼓組合式制動器(即前輪裝配盤式制動器、后輪安裝鼓式制動器)，這樣做的初衷關(guān)于汽車成本上的相應估計，當然也是考慮到汽車在急剎車情況下將會發(fā)生軸荷前移，這樣將造成前輪的需求會相對較大。所以盤式制動器是汽車制動器發(fā)展標桿也是我們需要依據(jù)設(shè)計的標準，這是不用質(zhì)疑的。5.2 鼓式制動器現(xiàn)狀同盤式制動器相比較，鼓式制動器的性能和冷卻效果更差一些，鼓式制動器制

47、動力抗熱衰退性能較差，所以路面制動力變化浮動頻繁，不方便駕駛員控制?？紤]其導熱性不好，在工作過程中產(chǎn)生大量熱量。制動片和制動鼓在高溫工作條件下，更容易造成形狀復雜的變形，同時也有很大概率發(fā)生制動衰退和機械振抖現(xiàn)象，從導致制動效率的下滑。而且，在一段行駛時間定期調(diào)整制動蹄片的間隙，故此許多汽車商家為了節(jié)約成本，大多應用前盤后鼓的制動模式。不過，對于重型車輛，一般都處于低速行駛，剎制動蹄的耐用性比盤式制動器好，這樣很多重型車輛仍采取四輪鼓式制動器的設(shè)計方式。鼓式制動器已經(jīng)在中型車上使用但是卻退出輕型商用車與轎車舞臺。5.3 DIH盤中鼓結(jié)構(gòu)設(shè)計原因駐車制動器適用于構(gòu)造較大的四輪盤式制動器車輛。行車

48、制動是通過盤式制動器的制動鉗工作以實現(xiàn)制動。而DIH駐車制動器則可以改進駐車制動制動器的功能。隨著制動器不斷改進升級未來有希望將制動鉗納入到DIH的適配器中。由于制動鉗的型號種類繁多，可適用于多種制動器，所以DIH作為后輪盤式制動器將會非常廣泛的應用在各類汽車領(lǐng)域，可以用于乘用車、SUVMPV皮卡到重型卡車等車型。盤中鼓制動器具有良好的制動性能、高效率、耐腐蝕性等特點，其中也含有可以有效防止汽車發(fā)生溜坡現(xiàn)象。盤中鼓式制動器可以與自動駐車制動APB-C（拉索）兼容。所以，盤中鼓制動器的發(fā)展有很多需要進行設(shè)計而不是簡單的盤式與鼓式制動器的簡單結(jié)合。5.4盤中鼓式制動器未來鼓式制動器的雙蹄片早已深入

49、人心，不過伴隨盤中鼓制動器的到來一種新型的制動蹄片已經(jīng)展現(xiàn)在世人的眼前。那就是單蹄式鼓式制動器現(xiàn)如今成為可能。該駐車制動器將會是對于傳統(tǒng)鼓式制動器的一次革命性重生。因為其結(jié)構(gòu)相對簡單而且制動性能好也是汽車工業(yè)的突破性發(fā)展。裝備単蹄片的盤中鼓可以覆蓋現(xiàn)在市場上幾乎所有乘用車，特別適用于SUV、皮卡、MPV車與少量輕型商用車。単蹄片的特點：性能優(yōu)秀、結(jié)構(gòu)簡單、輕量化好、盤鼓結(jié)合。性能優(yōu)秀應用特有的磨圓技術(shù)和準確的對蹄片剛度計算，使制動性能相對以前駐車制動器要提升大約30-200%的效果。有時存在改變單蹄剛度來增強輸出力矩的效果。由此不難發(fā)現(xiàn)單蹄性能要比其他制動器好，不過駐車制動功能評價指標是依據(jù)輸

50、出的力矩大小來進行判定，同時通過這一點來規(guī)劃評判制動器的駐坡能力高低。經(jīng)過大量實驗，單蹄的駐車的制動效能數(shù)值大約在5到12這一區(qū)域，然而對于傳統(tǒng)制動器的駐車效能來講，正常鼓式制動器在4到6區(qū)間，盤式制動器則在0.7上下進行設(shè)計。所以說在一樣的輸入力與駐車拉索機構(gòu)的前提下，盤中鼓在裝配単蹄片時其駐車制動器能達到較高的駐坡性能。 結(jié)構(gòu)簡單-單蹄的設(shè)計，同傳統(tǒng)的雙蹄相對比較可減少不少的部件與組件，在維修過程中操縱更加簡單、更換快捷、維護成本下降。單蹄式盤中鼓制動器擁有高性能簡易的設(shè)計結(jié)構(gòu)。而傳統(tǒng)設(shè)計鼓式制動器采用即沉重又有很多部件的兩個蹄，然而單蹄卻從某種意義上創(chuàng)造制動蹄相關(guān)組件大幅下降的新功效。這

51、就意味著傳統(tǒng)的兩蹄所需的部件可省去。這使單蹄盤中鼓的維修更加便捷。 輕量化好-效用高、結(jié)構(gòu)簡單，使其產(chǎn)生減重可以達到驚人的五分之一。由于單蹄駐車制動器的效率高，部分車型可采取一個與規(guī)格相比要小一些的單蹄駐車制動器替代傳統(tǒng)類型的復雜笨重的雙蹄駐車制動器，通過這樣設(shè)計對于現(xiàn)有的后輪制動器總成來說，能很好地提高制動性能、進行產(chǎn)品的輕量化、節(jié)省成本提高空間利用率。盤鼓結(jié)合-提供盤鼓這類相異性能的制動效果，令制動器能夠盡可能發(fā)揮其制動優(yōu)勢，獲得令人認可的制動表現(xiàn)。由于盤鼓兩種結(jié)構(gòu)相互融合相互設(shè)計使盤中鼓成為可能，采取應用行車制動性能優(yōu)良的四輪盤式制動，而將駐車增力由單蹄鼓式完成這一功能。將會得到盤鼓性能

52、充分發(fā)揮作用效果明顯，獲得令人贊同的制動效果。盤中鼓制動器與傳統(tǒng)鼓式駐車制動器對比：表5.1但是，單蹄式盤中鼓制動器仍有一些瑕疵需要改進，對單蹄制動器，尤其那些需要承壓很高的制動蹄端部性能要求很苛刻需要足夠的承壓面積來保證摩擦材料不會被壓碎。目前被廣泛使用的制動蹄如圖所示在承壓最大的端部，面積反而不斷減小，且在有限的面積上存在一定空隙，在大負荷工況下，極容易出現(xiàn)開裂甚至會發(fā)生破裂, 導致粘接面分離 ，從而限制制動蹄的最大制動效能再次提升。5.5 盤中鼓需要發(fā)展的方向很多人認為盤中鼓其實就是多余的，簡單的盤式制動器完全可以滿足制動功能，鼓式制動器來進行駐車是完全沒有這個必要。但是現(xiàn)在有一個很通俗

53、的問題擺在這些人的面前。盤式制動器的駐車是依靠簡單的滾珠斜面將徑向力轉(zhuǎn)變?yōu)檩S向力，或者通過桿件與拉索將手部施加的制動力傳到制動鉗上來進行駐車制動，不過這個簡單結(jié)構(gòu)已經(jīng)被完全搶占，即使現(xiàn)在很多公司采取一貫的先抄襲后改造來實現(xiàn)這一操作，這卻完全是為了社會需求而進行的商業(yè)copy。這與我們制動器設(shè)計的原理并無不妥，但卻不斷的使我們的設(shè)計落后于其他國家，因為我們采用最簡單結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)所需要的功能這一個廣闊的發(fā)展空間正在急速縮小，設(shè)計難度不斷增大，成本高昂并且收益較低。而簡單的鼓式制動器各種缺點被盤式制動器完美取代，使更多的人開始進入“盤式熱”即忽視鼓式制動器完全推崇盤式制動器，這是不利于汽車行業(yè)發(fā)展的。

54、就如鋼板彈簧、麥弗遜懸架與多連桿，齒輪齒條轉(zhuǎn)向器與循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，橫置、縱置發(fā)動機等汽車部件一樣，雖然一種結(jié)構(gòu)已經(jīng)由于另一種但是卻依舊在發(fā)展，而制動器去在不斷出現(xiàn)盤式完全取代鼓式制動的發(fā)展趨勢。盤中鼓制動器就是在實現(xiàn)相應制動功能前提下，將盤式制動器成本盡量降低，提高盤式制動器行車性能，引導鼓式制動器向更輕、更小、更勁發(fā)展。進而不斷實現(xiàn)盤鼓結(jié)合共同發(fā)展，實現(xiàn)優(yōu)勢互補提高性能，同時實現(xiàn)制動器的通用化與標準化的有效推動而不是簡單“雞肋”結(jié)合，而是將制動器設(shè)計與工藝更大程度的推進與發(fā)展。第六章 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1 制動盤制動盤多采用珠光體鑄鐵進行制造，或?qū)ζ涮砑覥r等的合金進行相應制造。其形狀大部分是平板式或禮帽式。剎車碟片在制動過程中不但承受制動塊法向作用力與其切向作用力，還需要承受制動盤的熱負荷。為了使冷卻效果能夠提升，鉗盤式制動器的剎車碟片加工過程中制作成有徑向通風的雙層制動盤也就是我們說的通風盤式制動盤，這樣可以使散熱面積逐步提升的同時也可降低約兩至三成的溫升，不過因此整體厚度相對較厚。剎車碟片的加工表面應保持相對光潔與平整，制造時必須明確要求表面的平面度，兩側(cè)表面的平行度以與制動盤的不平衡量。行業(yè)標準規(guī)定：剎車碟片兩側(cè)表面不平行度小于等于0.008mm,制動盤表面擺動差需要小于等于0.1mm；制動盤表面粗糙度應當小于等于0.06mm