畢業(yè)設計盤式制動器設計說明書

汽車盤式制動器設計摘要：本文主要是介紹盤式制動器的分類以及各種盤式制動器的優(yōu)缺點，對所選車型制動器的選用方案進行了選擇，針對盤式制動器做了主要的設計計算，同時分析了汽車在各種附著系數(shù)道路上的制動過程，對前后制動力分配系數(shù)和同步附著系數(shù)、利用附著系數(shù)、制動效率等做了計算。在滿足制動法規(guī)要求及設計原則要求的前提下，提高了汽車的制動性能。關鍵詞：盤式制動器；制動力分配系數(shù)；同步附著系數(shù)；利用附著系數(shù)；制動效率AutomobilediscbrakedesignAbstract：Thispaperismainlythediscbrakeoftheclassificationandvariouskindsofdiscbrakeoftheadvantagesanddisadvantagesareintroduced,theselectionschemeofthechosenvehiclebrakewasselectedandfordiscbrakedothemaindesigncalculationandanalysisofthecarinavarietyofattachmentcoefficientroadonthebrakingprocessof,ofbrakingforcedistributioncoefficientandthesynchronousadhesioncoefficient,utilizationcoefficientofadhesion,brakingefficiencycalculated.Underthepremiseofmeetingtherequirementsofthebrakingregulationrequirementanddesignprincipleandimprovethebrakingperformanceofautomobile.Keywords:Discbrake,Brakingforcedistribution,coefficient,Synchronizationcoefficient,Synchronousadhesioncoefficient,Theuseofadhesioncoefficient,Brakingefficiency

目錄TOC\o"1-3"\h\u31003第1章緒論 51614制動器的作用 58029制動器的種類 523533制動器的組成 629175制動器的新發(fā)展 725558對制動器的要求 727830工作任務及要求 91872制動器研究方案 1026050第2章制動器機構形式的選擇 115598方案選擇的依據(jù) 1124744制動器的種類 1130367盤式制動器的結構型式及選擇 1231402盤式制動器與鼓式制動器優(yōu)缺點比較 1525065雅閣六代車型制動器結構的最終方案 1617015第3章制動器主要參數(shù)及其選擇 1719610雅閣六代基本參數(shù)確定 177868輪滾動半徑 1715077空、滿載時的軸荷分配 1716944空、滿載時的質心高度 187854制動力與制動力分配系數(shù) 1824837同步附著系數(shù)計算 2217848制動器最大制動力矩 2515081利用附著系數(shù)和制動效率 2615909利用附著系數(shù) 2726103制動效率E、E 283101制動器制動性能核算 2927210第4章制動器主要零件的設計計算與校核 308603制動盤主要參數(shù)確定 3031503制動盤直徑D 3020910制動盤厚度h 3016716摩擦襯塊主要參數(shù)的確定 30689摩擦襯塊內半徑和外半徑 303509摩擦襯塊有效半徑 3116193摩擦襯塊的面積和磨損特性計算 3212865摩擦襯塊參數(shù)設計校核 341029駐車制動計算與校核 352404液壓制動驅動機構的設計計算 3722648制動輪缸直徑d與工作容積V 378213制動主缸直徑與工作容積 3829537制動踏板力 3924842踏板工作行程 3928564第5章制動器主要零件的結構設計 4021203制動盤 4031794制動盤材料及要求 4018354制動盤分類及比較 402954制動鉗 415482制動塊 4224124摩擦材料 4223648盤式制動器工作間隙的調整 4429785總結 4524754致謝 4631885參考文獻 47第1章緒論制動器的作用汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動的機構。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。制動器的種類汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置，牽引汽車還應有自動制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上．它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產(chǎn)生故障。應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用其機械力源(如強力壓縮彈簧)實現(xiàn)汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備的。因為普通的手力駐車制動器也可以起到應急制動的作用。輔動裝置用在山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等的輔助制動裝置，可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速，并減輕或解除行車制動器的負荷。通常，在總質量大于5t的客車上和總質量大于12t的載貨汽車上裝備這種輔助制動-減速裝置。自動制動裝置用于當掛車與牽引汽車連接的制動管路滲漏或斷開時，能使掛車自動制動。制動器的組成制動器的組成任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成(如圖1-1所示)。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則多采用手制動桿操縱(但也有用腳踏板操縱的，見圖1-1)，且利用專設的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。利用車輪制動器時，絕大部分駐車制動器用來制動兩個后輪，有些前輪驅動的車輛裝有前輪駐車制動器。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器的第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置，必須具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸、制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、儲氣罐、控制閥和制動器室。[1]（a）前后輪均安裝盤式制動器；（b）前輪盤式制動器，后輪鼓式制動器1-前盤式制動器；2-防抱死系統(tǒng)導線；3-主缸和防抱死裝置；4-液壓制動助力器；5-后盤式制動器；6-防抱死電子控制器（ECU）；7-駐車制動操縱桿；8-制動踏板；9-駐車制動踏板；10-后鼓式制動器；11-組合閥；12-制動主缸；13-真空助力器圖1-1汽車制動系統(tǒng)組成制動器的新發(fā)展隨著電子技術的飛速發(fā)展，汽車防抱死制動系統(tǒng)(antilockbrakingsystem，ABS)在技術上已經(jīng)成熟，開始在汽車上普及。它是基于汽車輪胎與路面間的附著特性而開發(fā)的高技術制動系統(tǒng)。它能有效地防止汽車在應急制動時由于車輪抱死使汽車失去方向穩(wěn)定性而出現(xiàn)側滑或失去轉向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性。近年來還出現(xiàn)了集ABS功能和其他擴展功能于一體的電子控制制動系統(tǒng)(EBS)和電子制動助力系統(tǒng)(BAS)。前者適用于重型汽車和汽車列車，它是用電子控制方式代替氣壓控制方式，可根據(jù)制動踏板行程、車輪載荷以及制動摩擦片的磨損情況來調節(jié)各車輪的制動氣室壓力。它不但可以較大地減少制動反應時間，縮短制動距離，提高牽引車和掛車的制動協(xié)調性，還能使制動力分配更為合理；后者(即制動助力系統(tǒng))適用于轎車，即當出現(xiàn)緊急狀況而駕駛員又未能及時地對制動踏板施加足夠大的力時，該系統(tǒng)能自動地加以識別并觸發(fā)電磁閥。使真空助力器在極短時間內實現(xiàn)助力作用，從而實現(xiàn)顯著地縮短制動距離的目的。為了防止汽車發(fā)生追尾碰撞事故，一些汽車生產(chǎn)大國都在致力于車距報警及防追尾碰撞系統(tǒng)的研究。這種系統(tǒng)是用激光雷達或用微波雷達對前方車輛等障礙物進行監(jiān)測，若測出實際車距小于安全車距，則會發(fā)出警報；若駕駛員仍無反應，則會自動地對汽車施行制動。在部分轎車上已開始裝用這種系統(tǒng)。為了節(jié)省燃油消耗，減少排放并減輕制動器的工作負荷，制動能回收系統(tǒng)早已成為一個研究課題，以便將制動能儲存起來，在需要時再釋放出來加以利用。以前這項研究主要針對城市公共汽車，多采用飛輪儲能和液壓儲能方式，但由于種種原因未能推廣應用。近年來，隨著電動汽車及混合動力汽車的研制已取得突破性的進展，制動能回收系統(tǒng)又為一些電動汽車所采用，在減速或下坡時可將驅動電機轉變?yōu)榘l(fā)電機，使之產(chǎn)生制動作用；同時可用發(fā)出的電流使蓄電池充電，以節(jié)省能源，增加電動汽車和混合動力汽車的行駛里程。[2]對制動器的要求汽車制動系應滿足如下要求。1、應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準、法規(guī)制定的有關要求外，也應考慮銷售對象所在國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。2、具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離駐坡效能是以汽車在良好的路面上能可靠而無時間限制地停駐的最大坡度(％)來衡量的，一般應大于25％。3、工作可靠。為此，汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的，而行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30％；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。4、制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間的頻繁重復制動，尤其是下長坡時的連續(xù)制動，均會引起制動器的溫升過快，溫度過高。特別是下長坡時的獨立的管路可使制動器摩擦副的溫度達到300℃～400℃．有時甚至高達700℃。此時，制動器的摩擦系數(shù)會急劇減小，使制動效能迅速下降而發(fā)生所謂的熱衰退現(xiàn)象。制動器發(fā)熱衰退，經(jīng)過散熱、降溫和一定次數(shù)的緩和使用，使摩擦表面得到磨合，其制動效能重新恢復，這稱為熱恢復。提高摩擦材料的高溫摩擦穩(wěn)定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。5、制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用而使摩擦副的摩擦系數(shù)急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復制動5～15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。另外也應防止泥沙、污物等進入制動器摩擦副工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥沙進入而采用封閉制動器的措施。6、制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車均不應失去操縱性和方向穩(wěn)定性。為此。汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一車軸上的左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；當后輪抱死而側滑甩尾時，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過15％時，會在制動時發(fā)生汽車跑偏。7、制動踏板和手柄的位置和行程符合人——機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適，能減少疲勞。踏板行程：對轎車應不大于150mm；對貨車應不大于170mm，其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。制動手柄行程應不大于160mm～200mm。各國法規(guī)規(guī)定，制動的最大踏板力一般為500N(轎車)～700N(貨車)。設計時，緊急制動(約占制動總次數(shù)的5％～10％)踏板力的選取范圍：轎車為200N～300N貨車為350N～550N．采用伺服制動或動力制動裝置時取其小值。應急制動時的手柄拉力以不大于400N～500N為宜；駐車制動的手柄拉力應不大于500N(轎車)～700N(貨車)。8、作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間(制動滯后時間)和從放開踏板至完全解除制動的時間(解除制動滯后時間)。9、制動時不應產(chǎn)生振動和噪聲。10、與懸架、轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。11、制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中也應有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置。12、能全天候使用。氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時，氣制動管路不應出現(xiàn)結冰現(xiàn)象。13、制動系的機件應使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維[3]工作任務及要求通過學習了解、查閱資料設計本田雅閣六代的前后制動器，本車型的基本參數(shù)見表1—1：表1—1本田雅閣六代(前置前驅）參數(shù)長寬高4795mm×1785mm×1455mm軸距2715mm整備質量1423kg最大功率110kw前輪距1555mm最大扭矩206n·m后輪距1535mm輪胎尺寸195/65R15質心高度（空載）640mm最高車速190km/h質心高度（滿載）670mm滿載總質量2505kg根據(jù)所給乘用車的技術參數(shù)及性能參數(shù)，并綜合考慮制動器的設計要求，如下：1、具有足夠的制動效能；2、工作可靠；3、在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性；4、防止水和污泥進入制動器工作表面；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，同時力求減少散發(fā)出對人體有還的石棉纖維等物質，以減少公害；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，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構；11、當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并是使基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。結合以上參數(shù)及要求，適當考慮經(jīng)濟因素，設計一款合適的汽車制動器并通過繪圖軟件將該制動器進行建模。制動器研究方案1、制動器的結構方案分析及選擇。分析該乘用車制動器的設計要求，通過比較、計算以及查閱相關資料，選出適合的結構方案；2、制動系的主要參數(shù)及其選擇。選擇制動力、制動力分配系數(shù)、制動強度、最大制動力矩等；3、制動器的設計和計算。根據(jù)所選方案與參數(shù)，分析計算制動器的制動因數(shù)、摩擦襯塊的磨損特性，核算制動器熱容量和溫升等；4、制動器主要零部件的結構設計與計算；5、制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算；6、綜合上述設計與計算，用繪圖軟件繪制該制動器的零部件圖及總布置圖。小結：本章簡述了制動器的作用、組成以及發(fā)展，并對設計所用的車型進行選擇，根據(jù)所選車型的各個參數(shù)提出了對制動器的設計提出了要求。最后，制定了設計制動器的大致方案。

第2章制動器機構形式的選擇方案選擇的依據(jù)制動系統(tǒng)方案的選定，依據(jù)所參考汽車的主要結構參數(shù)、制動系統(tǒng)結構和制動性能來初步的選定。還必須考慮本課題對制動器提出的要求，參考同類型車輛的制動系統(tǒng)機構，再滿足制動系統(tǒng)性能要求的前提下，同時還應考慮社會及市場的需求、是否符合生產(chǎn)發(fā)展水平和成本的因素。制動器的種類汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器。前者安裝在車輪處，并用腳踩制動踏板進行操縱，故又稱為腳制動；后者安裝在傳動系的某軸上，例如變速器或分動器第二軸的后端或傳動軸的前端，并用手拉操縱桿進行操縱，故又稱為手制動。摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動疊的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半軸套管的凸緣上（對車輪制動器）或變速器、分動器殼或與其相固定的支架上（對中央制動器），其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪轂上，而中央制動器的制動鼓則固定在變速器或分動器的第二軸后端。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦蹄片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在現(xiàn)代汽車上已很少采用，所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側表面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。制動時，當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作各種汽車的中央制動器。[3]車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用。鼓式制動器和盤式制動器的結構型式有多種，其主要結構型式(如圖2-1）所示。圖2-1制動器的結構選型盤式制動器的結構型式及選擇按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間裝有作為旋轉元件的制動盤，制動盤用螺栓固定于輪轂上。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約30°～50°，因此這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。其結構較簡單，質量小，散熱性較好，且借助于制動盤的離心力作用易于將泥水、污物等甩掉，維修也方便。但由于摩擦襯塊的面積較小，制動時其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，故對摩擦材料的要求較高。1—轉向節(jié)（或橋殼）2—調整墊片3—活塞4—制動塊總成5-導向支承銷6—制動鉗體7—輪輞8—回位彈簧9—制動盤10—輪轂圖2-2固定鉗式盤式制動器全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動器。用得較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油冷式，結構較復雜[4]。鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為以下幾種：1、固定鉗式盤式制動器如圖2-2所示，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式固定鉗式盤式制動器。2、浮動鉗式盤式制動器浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動(見圖2-3)。因而有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。但它們的制動油缸均為單側的，且與油缸同側的制動塊總成是活動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊總成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6°左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻(一般約為lmm)后即應更換。(a)滑動鉗式盤式制動器(b)擺動鉗式盤式制動器1—制動盤;2—制動鉗體;3—制動塊總成;4—帶磨損警報裝置的制動塊總成;5—活塞;6—制動鉗支架;7—導向銷圖2-3浮動鉗式盤式制動器工作原理圖固定鉗式盤式制動器在汽車上的應用是早于浮動鉗式的，其制動鉗的剛度好，除活塞和制動塊外無其他滑動件，但由于需采用兩個油缸分置于制動盤的兩側，使結構尺寸較大，布置較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高；制動熱經(jīng)制動鉗體上的油路傳給制動油液，易使其由于溫度過高而產(chǎn)生氣泡影響制動效果。另外，由于兩側制動塊均靠活塞推動，難于兼用于由機械操縱的駐車制動，必須另加裝一套駐車制動用的輔助制動鉗，或是采用盤鼓結合式后輪制動器，其中作為駐車用的鼓式制動器由于直徑較小，只能是雙向增力式的，這種“盤中鼓”的結構很緊湊，但雙向增力式制動器的調整不方便[5]。浮動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動。浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了油液的受熱機會，單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽較少，使冷卻條件較好。另外，單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動油液溫度比固定鉗式的低30℃～50℃，汽化的可能性較小。但由于制動鉗體是浮動的，必須設法減少滑動處或擺動中心處的摩擦、磨損和噪聲[6]。盤式制動器與鼓式制動器優(yōu)缺點比較1、熱穩(wěn)定性較好。這是因為制動盤對摩擦襯塊無摩擦增力作用，還因為制動摩擦襯塊的尺寸不長，其工作表面的面積僅為制動盤面積的12％～6％，故散熱性較好。2、水穩(wěn)定性較好。因為制動襯塊對盤的單位壓力高，易將水擠出，同時在離心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上襯塊對盤的擦拭作用，因而，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢復正常；而鼓式制動器則需經(jīng)過十余次制動方能恢復正常制動效能。3、制動穩(wěn)定性好。盤式制動器的制動力矩與制動油缸的活塞推力及摩擦系數(shù)成線性關系，再加上無自行增勢作用，因此在制動過程中制動力矩增長較和緩，與鼓式制動器相比，能保證高的制動穩(wěn)定性。4、制動力矩與汽車前進和后退行駛無關。5、在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的質量和尺寸比鼓式要小。6、盤式的摩擦襯塊比鼓式的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也較簡單，維修保養(yǎng)容易。7、制動盤與摩擦襯塊間的間隙小～，這就縮短了油缸活塞的操作時間，并使制動驅動機構的力傳動比有增大的可能。8、制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調整裝置的設計可以簡化。9、易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性和安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動。10、能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，以便及時更換摩擦襯塊。盤式制動器的主要缺點是難以完全防止塵污和銹蝕(但封閉的多片全盤式制動器除外)；兼作駐車制動器時，所需附加的駐車制動驅動機構較復雜，因此有的汽車采用前輪為盤式后輪為鼓式的制動系統(tǒng)；另外，由于無自行增勢作用，制動效能較低，中型轎車采用時需加力裝置[7]。雅閣六代車型制動器結構的最終方案汽車制動簡單來講，就是利用摩擦將動能轉換成熱能，使汽車失去動能而停止下來。因此，散熱對制動系統(tǒng)是十分重要的。如果制動系統(tǒng)經(jīng)常處于高溫狀態(tài)，就會阻礙能量的轉換過程，造成制動性能下降。越是跑得快的汽車，制動起來所產(chǎn)生的熱量越大，對制動性能的影響也越大。解決好散熱問題，對提高汽車的制動性能也就起了事倍功半的作用。所以，現(xiàn)代轎車的車輪除了使用鋁合金車圈來降低運行溫度外，還傾向于采用散熱性能較好的盤式制動器。當然，盤式制動器也有自己的缺陷。例如對制動器和制動管路的制造要求較高，摩擦片的耗損量較大，成本貴，而且由于摩擦片的面積小，相對摩擦的工作面也較小，需要的制動液壓高，必須要有助力裝置的車輛才能使用。而鼓式制動器成本相對低廉，比較經(jīng)濟。四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%－80%，因此前輪制動力要比后輪大。轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用前輪盤式制動，后輪鼓式制動的方式。但隨著轎車車速的不斷提高，近年來采用盤式制動器的轎車日益增多，一般都采用了盤式制動器?？v觀現(xiàn)代汽車市場，隨著人類對汽車安全性能重視的加劇，為了保持制動力系數(shù)的穩(wěn)定性以及考慮到盤式制動器的優(yōu)點，在乘用車車領域盤式制動器已基本取代鼓式制動器，特別是浮動鉗盤式。根據(jù)制動盤的不同，盤式制動器還可分為普通盤式和通風盤式。普通盤式我們比較容易理解，就是實心的。通風盤式就是空心的，顧名思義具有通風功效，指的是汽車在行使當中產(chǎn)生的離心力能使空氣對流，達到散熱的目的，這是由盤式碟片的特殊構造決定的。從外表看，它在圓周上有許多通向圓心的洞空，這些洞空是經(jīng)一種特殊工藝（slottededdrilled）制造而成，因此比普通盤式散熱效果要好許多。由于制造工藝與成本的關系，一般中高級轎車中普遍采用前通風盤、后普通盤的制動片。如Passat,Vento,Corrado等車，部分高級轎車采用前后通風盤[8]。綜合其制動性能與其成本，本次乘用車設計，前后輪均采用定鉗式（水平對置）盤式制動器。其中前輪制動盤選擇通風盤，后輪選擇普通盤，并且在后輪上設置駐車制動傳動裝置。

第3章制動器主要參數(shù)及其選擇盤式制動器設計的一般流程為：根據(jù)設計要求，所給數(shù)據(jù)，依據(jù)國家標準確定出整車總布置參數(shù)。在有關的整車總布置參數(shù)及制動器結構型式確定之后，根據(jù)已給參數(shù)并參考已有的同等級汽車的同類型制動器，初選制動器的主要參數(shù)，并據(jù)以進行制動器結構的初步設計；然后進行制動力矩和磨損性能的驗算，并與所要求的數(shù)據(jù)比較，直到達到設計要求。之后再根據(jù)各項演算和比較的結果，對初選的參數(shù)進行必要的修改，直到基本性能參數(shù)能滿足使用要求為止；最后進行詳細的結構設計和分析。雅閣六代基本參數(shù)確定輪滾動半徑由于雅閣六轎車采用輪胎規(guī)格為195/65R1591V其中名義斷面寬度為195mm，扁平率為65%，輪轂名義直徑為15英寸，換算過來為15×=381mm。故車輪滾動半徑為 =（381+2×195×65%）÷2= 空、滿載時質心距前軸距離，；空、滿載時質心距后軸距離，空載時， =1080mm,=1635mm； 滿載時， =1345mm，=1370mm 空、滿載時的軸荷分配空載時，前軸負荷： (3—1)后軸負荷： (3—2)滿載時，前軸負荷： (3—3)后軸負荷： (3—4)空、滿載時的質心高度空載時， 滿載時， 制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為: (3—5)式中為制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N·m；為地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；為車輪有效半徑，m。令 (3—6)并稱之為制動器制動力，與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成比例。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 (3—7)或 (3—8)式中為輪胎與地面間的附著系數(shù)；Z為地面對車輪的法向反力，N。當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖3—1。圖3—1制動過程中地面制動力、制動器制動力及附著力的關系根據(jù)汽車制動時的整車受力分析如圖3—2，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為： (3—9—1)(3—9—2)式中G為汽車所受重力，N；L為汽車軸距,mm；為汽車質心離前軸距離，mm；為汽車質心離后軸的距離，mm；汽車質心高度，mm；g為重力加速度，m/s。圖3—2制動時的汽車受力圖汽車總的地面制動力為： (3—10)式中q（）為制動強度，亦稱比減速度或比制動力；，為前后軸車輪的地面制動力，N。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為： (3—11) (3—12)上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即1、前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；2、后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；3、前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。由式(3—10)、式(3—11)和式(3—12)求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： (3—13)式中為前軸車輪的制動器制動力，N，；為后軸車輪的制動器制動力，N，；為前軸車輪的地面制動力，N；為后軸車輪的地面制動力，N；，為地面對前、后軸車輪的法向反力，N；G為汽車重力，N；，為汽車質心離前、后軸距離,mm；為汽車質心高度，mm。由式(3—13)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數(shù)。由式(3—13)中消去，得： (3—14)將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3—3所示。如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)： (3—15)圖3—3某汽車的I曲線和曲線又由于在附著條件所限定的范圍內，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。同步附著系數(shù)計算式(3—15)可表達為： (3—16)上式在圖3—3中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)=,則稱線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結構參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是： (3—17)對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(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制動時，可能有以下情況：1、當<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。2、當>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。3、當=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即q=，q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度q<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率(或附著力利用率)來表達，可定義為： (3—18)式中為汽車總的地面制動力，N；G為汽車所受重力，N；Q為制動強度。當=時，q=，=1，利用率最高。當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會調頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢。如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。的選擇與很多因數(shù)有關。首先，所選的應使得在常用路面上，附著系數(shù)利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關，與汽車的載荷情況也有關?？傊倪x擇是一個綜合性的問題，上述各因數(shù)對的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據(jù)具體條件的不同，而有不同的側重點。根據(jù)設計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應在下列范圍內：轎車：～；輕型客車、輕型貨車：～；大型客車及中重型貨車：～。如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。理想情況下，前后車輪同時抱死，前后制動器的制動力計算根據(jù)所給定的技術參數(shù)、公式、、。取分別為、、、、、、、、、時計算空載和滿載的制動器制動力，列表如表3-1：表3-1值不同時空載及滿載制動力值空載滿載.032滿載時取則 ， 同步附著系數(shù) (3—19)空載時滿載時根據(jù)設計經(jīng)驗，滿載的同步附著系數(shù)應在下列范圍內：轎車：～；輕型客車、輕型貨車：～；大型客車及中重型貨車：～。制動器最大制動力矩最大制動力是在滿載時汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(3—16)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為： 式中，為汽車質心離前、后軸距離，mm;為同步附著系數(shù)；為汽車質心高度，mm。制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即：式中為前軸制動器的制動力，N;為后軸制動器的制動力，N;為作用于前軸車輪上的地面法向反力，N；為作用于后軸車輪上的地面法向反力，N；為車輪有效半徑，mm。對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=）能夠制動到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—20) (3—21)對于選取較大值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。為了保證在的良好路面上能制動到后軸車輪和前、后車輪先后抱死滑移，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為： (3—22) (3—23)式中為該車所能遇到的最大附著系數(shù)；q為制動強度;因為所選取的車型為雅閣乘用轎車，所遇道路路面較好，同步附著系數(shù)也較高。所以采取公式（3—21）和（3—22）計算制動器在路面附著系數(shù)為時的后軸和前軸最大制動力矩：后軸： ==1185(Nm)前軸： 式中為該車所能遇到的最大附著系數(shù)，=；q為制動強度；為車輪有效半徑，一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上公式計算所得結果的半值。利用附著系數(shù)和制動效率為了防止前軸失去轉向能力和后軸側滑，汽車在制動過程中最好不要出現(xiàn)前輪先抱死的危險情況，也不要出現(xiàn)后輪先抱死或前、后輪都抱死的情況，所以應當在即將出現(xiàn)車輪抱死但還沒有任何車輪抱死時的制動減速度作為汽車能產(chǎn)生的最高制動減速度。若在同步制動附著系數(shù)的路面上制動，則汽車的前、后車輪同時達到抱死狀態(tài)，此時的制動強度q=，為同步附著系數(shù)。而在其他附著系數(shù)的路面制動時到達前輪或后輪抱死的制動強度小于路面附著系數(shù)，表明只有在=的路面上，地面的附著力才能充分被利用。所謂利用附著系數(shù)是：在某一制動強度q下,不發(fā)生任何車輪抱死所需要的最小路面附著系數(shù)。顯然，利用附著系數(shù)愈接近制動強度q，即值愈小，或q/(附著效率)愈大，則路面附著條件就發(fā)揮得愈充分，汽車制動力的分配的合理程度就愈高。利用附著系數(shù)前軸的利用附著系數(shù)設汽車的前輪剛要抱死或前后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的制動減速度為 ， 則： ； ； (3—24)后軸利用附著系數(shù)：根據(jù)前軸附著系數(shù)求法同理可得： ； (3—25)分別取q=、、、、、、、、、，把所給的技術參數(shù)代入，在時求、在不同路面附著系數(shù)下的值。如表3-2所示：表3-2空、滿載時、的值空載滿載制動效率E、E前軸制動效率 (3—26)后軸制動效率 (3—27)分別取＝、、、、、、、、、，把所給的技術參數(shù)代入公式3—25和公式3—26，在時求E、E在不同路面附著系數(shù)下的值。如表3-3所示表3-3E、E在不同路面附著系數(shù)下的值空載滿載續(xù)表3-3E、E在不同路面附著系數(shù)下的值空載滿載制動器制動性能核算根據(jù)GB7258轎車制動器制動性要求取制動初速度V=50Km/h,路面附著系數(shù)為=。滿載：制動距離 S= (3—28)式中：—轎車制動系統(tǒng)協(xié)調時間—減速度增長時間—最大制動減速度=E×g×=將上述值代入公式（3—28）得：S=<[S]=19m所以滿足要求。

第4章制動器主要零件的設計計算與校核制動盤主要參數(shù)確定制動盤直徑D該車選用的輪胎規(guī)格為195/65R15.查標準T3487-2005得輪輞直徑為381mm。制動盤直徑D應盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%—79%。選取制動盤直徑：前制動盤D=78%=×381=297mm后制動盤D=74%=×380=281mm制動盤厚度h制動盤厚h對制動盤質量和工作時的溫升有影響。為使質量小，制動盤的厚度不宜取得很打；為了降低溫度，制動盤的厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風的需要在制動盤中間鑄出通風孔。一般實心制動盤厚度可取為10—20mm，通風制動盤厚度可取20—50mm，采用較多的是20mm—30mm.選取前實心制動盤厚度為h=25mm；后實心制動盤厚度為h=30mm。摩擦襯塊主要參數(shù)的確定摩擦襯塊內半徑和外半徑推薦摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值不大于。若比值偏大，工作時襯塊的外圓與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減小，最終導致制動力矩變化較大。選=,由于摩擦襯塊外半徑略小于制動盤半徑,取前制動器摩擦襯塊外半徑=148mm，內半徑=106mm；后制動器摩擦襯塊外半徑=140mm，內半徑=100mm。對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖4—1所示：圖4—1鉗盤式制動器的作用半徑計算用圖前制動器摩擦襯塊平均半徑： =127mm； 后制動器摩擦襯塊平均半徑： =120mm摩擦襯塊有效半徑盤式制動器的計算用簡圖如圖4—3所示，今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為： (4—1)式中為摩擦系數(shù)；N為單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖4—2)，N；R為作用半徑，mm。圖4—2盤式制動器的計算用圖根據(jù)圖4—2，在任一單元面積只RdR上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為： (4—2)單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為： (4—3)為摩擦系數(shù)=為摩擦襯塊扇行弧度角一半得有效半徑為： (4—4)令 ， 則有，前制動器制動襯塊有效半徑：后制動器制動襯塊有效半徑：摩擦襯塊的面積和磨損特性計算摩擦襯塊的磨損，與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片襯塊的磨損愈嚴重。表4—2制動器摩擦襯塊摩擦面積汽車類別汽車總質量m/t單個制動器總的襯塊摩擦面積轎車—100—200—200—300—120—200—150—250客車與貨車—250—400—300—650—550—1000—600—1200制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為： (4—5) (4—6) (4—7)式中為汽車回轉質量換算系數(shù)；為汽車總質量，=1505Kg；，為汽車緊急制動初速度與終速度，m／s；計算時轎車取km/hs)，=0；j為制動減速度，，計算時取j=；t為制動時間，s；為單個前、后制動器總的襯塊摩擦面積，；為制動力分配系數(shù)，=。推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在—cm，則：單個前制動器總的襯塊摩擦面積：單個后制動器總的襯塊摩擦面積：得到：；；最后取；在緊急制動到時，并可近似地認為，將所有參數(shù)代入公式4—5和4—6得到：轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯塊的磨損，而且可能引起制動盤的龜裂。設計符合要求。摩擦襯塊參數(shù)設計校核根據(jù)前面所求汽車最大制動器制動力矩所得，汽車所遇路面最大附著系數(shù)為，且此時所需后軸最大制動力矩： ；前軸最大制動力矩：；對以上參數(shù)的設計做核算。前輪實際制動力矩：后輪實際制動力矩：式中：f為摩擦系數(shù)，；為摩擦襯塊扇行弧度角一半，=；為前制動器襯塊與制動盤之間的單位面積壓力，；為后制動器襯塊與制動盤之間的單位面積壓力，；前制動器摩擦襯塊外半徑，內半徑；后制動器摩擦襯塊外半徑，內半徑。求得：前輪實際制動力矩為后輪實際制動力矩為故設計符合要求。駐車制動計算與校核 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖根據(jù)《汽車底盤設計》圖11—26如圖4—3所示。由該圖可得出汽車上坡停駐的后軸車輪的附著力為： (4—8)圖4—3汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (4—9)根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為： (4—10)在本設計中： 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為： (4—11)在本設計中：一般要求各類汽車的最大停駐坡度不小于（），所以滿足要求。液壓制動驅動機構的設計計算制動輪缸為液壓制動系統(tǒng)采用的活塞式制動襯塊張開機構，結構簡單在車輪制動器中布置簡單方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造。輪缸的工作腔由裝在活塞上的密封橡膠圈密封?；瑒鱼Q盤制動只有單側有油缸。制動輪缸直徑d與工作容積V制動輪缸對制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓P有如下關系： (4—12)式中為考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，=10MPa。制動管路液壓在制動時一般不超過10～12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力愈高輪缸直徑就愈小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。對于P因為則，另外由公式（4—12）經(jīng)受力分析可知單側制動塊對制動盤的壓緊力N應等于制動輪缸對制動塊的作用力P。所以，又因為制動器對前后輪的最大制動力矩為已知。求得后軸，前軸，帶入公式（4-12），則：輪缸直徑應在標準GB7524—84規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：、16、、19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。這里根據(jù)最大制動力矩取后制動器輪缸直徑，前制動器輪缸直徑。單個輪缸的工作容積： (4—13)式中為個輪缸活塞的直徑，=；d=22mm；n為輪缸的活塞數(shù)目，n=1；為單個輪缸活塞在完全制動時的行程：。盤式制動器可取1mm；為消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程，mm；為因摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞行程，mm。將上述值代入公式（4—13）得到：前制動器單個輪缸工作容積：=380mm后制動器單個輪缸工作容積：=165mm全部輪缸的總工作容積： (4—14)式中m為輪缸數(shù)目。制動主缸直徑與工作容積 (4—15)式中為制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為式中V為全部輪缸的總工作容積。主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： (4—16)一般活塞行程=（～）取=根據(jù)上述公式和參數(shù)計算所得==.主缸的直徑應符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為：，16，，19，，，28，32，35，38，40，45mm。所以最后取主缸直徑為=制動踏板力 (4—17)取踏板機構傳動比=5；踏板機構及液壓主缸的機械效率。求得。踏板工作行程為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取—2mm，取=2mm；為主缸活塞空行程，一般取。求得=90mm小于150mm，符合要求。制動器主要零件的結構設計制動盤制動盤材料及要求制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr，Ni等的合金鑄鐵制成。其結構形式有平板形（用于全盤制動器）和禮帽形（見圖5-1，用于浮動鉗盤式制動器）。后—種的圓柱部長度取決于布置尺寸。制動盤在工作時不僅承受著制動塊的作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。制動盤的工作表面應光滑平整，制造時應嚴格控制端面的跳動量，兩側表面的平行度不應大于，盤的表面粗糙度不應大于，制動盤表面粗糙度不應大于。表5—1一些轎車制動盤技術要求車型表面跳動量/mm兩側表面的不平行度/mm靜不平衡量/N奧迪云雀奧拓制動盤分類及比較制動盤在結構上分為實體盤、通風盤以及打孔通風盤，表5-2給出了各種結構的制動盤優(yōu)缺點比較。表5—2各種制動盤結構的優(yōu)缺點實體盤通風盤打孔通風盤熱衰減相比鼓式制動器好比起普通的盤散熱好最好制動性能一般在高速制動時有較好的表現(xiàn)當激烈駕駛時，相比于實體盤和通風盤制動效果明顯成本成本相對低，市場最為廣泛由于采取了通風的結構，成本相對較高由于成本較高目前用于家用車的較少盤式制動器按其結構形狀有平板形（用于全盤式制動器）和禮帽形（用于鉗盤式制動器）如圖5-1所示。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。圖5-1禮帽型制動盤綜合制動性能、成本、以及其制造的水平，以及考慮到本次設計的車型。雅閣六代的消費人群，選擇一體式通風盤。制動鉗制動鉗圖5—2，由可鍛鑄鐵KTH370—12或球墨鑄鐵QT400—18制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對在同一平面內的小半圓環(huán)形端面?；钊射X合金制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體用鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。本次設計中制動鉗體采用球墨鑄鐵，做成整體式，活塞做成圓桶式以減小接觸面積。[13]圖5-2制動鉗制動塊制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。襯塊多為扇形，也有矩形，正方形或圓形的。活塞應能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。為了避免制動時產(chǎn)生的熱量傳給制動鉗而引起制動液汽化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴涂）一層隔熱減震墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等原因，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度一般在~16mm之間；中型車或重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14~22mm之間。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝置，以便及時更換摩擦襯片。本次設計取襯塊厚度14mm，有隔熱減震墊，有報警裝置。如圖5-3所示：圖5—3制動塊由于摩擦,摩擦襯塊會產(chǎn)生磨損。摩擦材料使用完后,，底板和制動盤直接接觸會喪失制動效果，損壞制動盤。制動盤損壞后,修理費用十分昂貴。為避免損壞制動盤，過去用戶靠定期車檢來確定摩擦襯塊的剩余量，后來在底板上安裝摩擦襯塊磨損指示器，當摩擦襯塊已磨損到剩余量很少時指示器與制動盤接觸,，當司機踏制動踏板時，就發(fā)出異常的聲響，現(xiàn)在有一種更加準確提醒摩擦襯塊磨損的方法，即安裝電子式磨損指示器，當摩擦襯塊磨損后,，磨損指示器中的線路斷掉警示燈亮。摩擦材料對制動摩擦材料的要求如下：具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，熱衰退應該比較緩和，在溫度升高到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低；有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料；熱傳導率低。摩擦襯塊在300℃的加熱板放置30min后，一般要求背板的溫度不超過190℃。以往車輪制動器采用廣泛應用的模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成）與噪聲消除劑(主要成分為石墨）等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。如表5—3所示：表5—3摩擦材料性能對比材料性能有機類無機類制法編制物石棉模壓半金屬模壓金屬燒結金屬陶瓷燒結硬度軟硬硬極硬極硬密度小小中大大承受負荷輕中中-重中-重重摩擦系數(shù)中-高低-高低-高低-中低-高摩擦系數(shù)穩(wěn)定性差良良良-優(yōu)優(yōu)常溫下的耐磨性良良良中中高溫下的耐磨性差良良良-優(yōu)優(yōu)機械強度中-高低