新宝来汽车制动系统设计说明

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1、 新宝来汽车制动系统设计DESIGN OF DISC BRAKE FOR BORA 专 业：汽车服务工程 姓 名：达选成 指 导 教 师：杨严峻 申请学位级别：学 士 论文提交日期：6月20日学位授予单位：长春大学摘 要一方面简介了当今汽车领域使用最为广泛的汽车制动系统，简介了盘式制动系统和鼓式制动系统的基本分类以及基本原理，同步对新宝来轿车所使用的盘式制动器进行了选择。另一方面，本文对新宝来汽车制动系统的有关参数进行了分析以及计算。例如：制动器最大制动力矩、制动力与制动力分派系数等。再次，制动片，制动块的尺寸分别进行设计计算，对新宝来轿车所使用的盘式制动系统中的零部件进行了计算，力求得到最适

2、合新宝来轿车的盘式制动系统所需要的零部件尺寸。最后本文对液压制动驱动机构进行了简介分析，选出适合新宝来的液压管路系统。在设计计算的过程中大量查阅了既有的书籍和文献资料，对多种设计方案进行了学习，最后拟定新宝来轿车制动盘，制动片以及制动块的尺寸。在既有新宝来轿车的制动系统中采用的都是盘式制动的制动系统形式，在本设计当中着重对盘式制动系统进行设计。前制动盘由于制动力较大采用通风式制动盘，尺寸也较大，大大提高了制动性能和制动稳定安全性。对新宝来轿车的制动管路布置方案进行了选择，为提高制动的稳定安全性，采用X型油路，更加安全有效，合用于新宝来轿车。对液压制动系统中的各重要部件进行了设计计算核心词：汽车

3、；制动盘；液压系统ABSTRACTIn the first the papers introduced the most widely used brake systems in the automotive.Describes the basic classification and the basic primciples of the disc brake system and durm brake. Secondly, the thesis analyzed and calculated the automotive braking systems related parameters

4、 about new Bora. For example, the maximum braking torque of brakes , the distribution coefficient of braking force and braking force. Again, the author calculated and designed the brake pads and the size of brake block. The components of disc brake system which the new Bora used are calculated. The

5、author strives to get the size of the components which is most suitable for disc brake system of the new Bora.Finally, the thesis introduced and analyzed the drive mechanism of the hydraulic braking. The author elects the hydraulic piping system which fit to new Bora .In the process of design and ca

6、lculation I access to a large number of books and literature.I learn most from a variety of desing schemes,and ultimately determine the size of brake disc,brake pads and brake calipers of Bora.In the existing Boras braking system is used for that.Front brake system is disc brake.Rear brake system is

7、 drum brake.The design of the disc brake system.Bridf description of the drum brake system.Since the braking force is larger,so the brake discs is larger and ventilated.It greatly improved braking perfomance and the safely of braking.The brake lines on the Bora were selected layout scheme for inprov

8、ing the safety of braking stability,the use of X-type circuit,more safe and effective of the Bora.I calculation the main components of the hydraulic brake system.Key words: car; brake disc; hydraulic system目 录第一章 绪论1第一节 汽车制动系统的发呈现状和趋势1第二节 车轮防抱死制动系统2第三节 鼓式制动系统3第四节 盘式制动器的构造形式及其选择6第二章 新宝来轿车制动系统的参数计算11第

9、一节 新宝来轿车的有关参数12第二节 制动力与制动力分派系数12第三节 同步附着系数15第四节 制动器最大制动力矩15第三章 制动器参数及其选择17第一节 制动盘参数拟定17第二节 零部件设计18第四章 制动器的设计计算20第一节 摩擦衬块的磨损特性计算20第二节 制动效能分析21第五章 液压制动驱动机构的设计计算24第一节 概述24第二节 制动轮缸直径与工作容积25第三节 制动主缸直径与工作容积26第四节 制动踏板力与踏板行程27第五节 液压制动管路28结论29致 谢30参照文献31第一章 绪论第一节 汽车制动系统的发呈现状和趋势汽车制动系统是用于使行中的汽车减速或停车，以及使下坡行使的汽车

10、的车速保持稳定以及使已停止的汽车在原地驻留不动的机构。汽车制动系统直接影响到汽车行驶的安全性和停车的可靠性。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。也只有制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车，才干充足发挥其动力特性。从汽车诞生之日起，汽车制动系统就在汽车安全面扮演极为重要的角色。（一）汽车制动系统的发展历史最原始的制动控制只是驾驶员操纵简朴的机械装置向制动器施加制动力，这个时代的汽车质量小，速度慢，这种制动方式完全可以达到目的。但是后来随着汽车质量的增长以及车速的提高，助力装置对机械制动器越来越重要，这时开始浮现真空助力

11、装置。1932年生产的凯迪拉克V16汽车四轮采用直径419.1mm的鼓式制动器，并带有制动踏板控制的真空助力装置。随着科学技术的发展特别是军用车辆技术的发展，车辆制动系统有了新的突破，DuesenbergEight汽车率先使用了轿车液压制动器，通用与福特公司分别于1934年和1939年采用液压制动，直到20世纪50年代，液压助力制动才变为现实。20世纪80年代后期，随着电子技术的发展，制动系统最重要的成果就是防抱死制动系统（ABS）的应用和推广。ABS集微电子技术、精密加工技术、液压控制技术为一体，是机电一体化的高科技产品，它的安装大大提高了汽车的积极安全性和操控性。（二）汽车制动系统的发呈现

12、状目前，ABS系统已经发展成为成熟产品，并在多种车辆上得到广泛的应用。在制动控制方面，一方面人们在努力扩大控制范畴和增长控制功能，另一方面采用优化控制理论，实现伺服控制和高精度控制。当考虑基本的制动能量，液压制动仍然是最可靠、最经济的措施，虽然增长了ABS功能，老式的油液控制系统仍然占有优势地位。这种老式的油液控制系统实质上只做一件事，就是均匀分派油液压力。当制动踏板踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的油管，并通过比例阀使得前后平衡。而ABS则按照每个制动器的需要对油液压力进行调节。（三）现代汽车制动系统的发展趋势在既有的机械制动的基本上，增长电子控制成为将来制动系统的发展方向。电制

13、动不同于老式的制动系统，它传递的是电，而不是液压油或者压缩空气，可以省略许多管路，缩短制动反映时间。电控制制动重要涉及电制动器、电制动控制单元、轮速传感器、线束和电源等。电制动器与老式液压制动器类似，有盘式和鼓式两种，只是其作动器是电动机；电动控制单元重要用来接受制动踏板的信号，控制制动器制动，同步也可以接受车轮传感器信号，与ABS等系统配合实现防抱死等功能；轮速传感器重要用来精确及时可靠地获得车轮速度；线束用来传递能源和信号；电源为整个电制动系统提供能源。在构造上，这种制动系统构造简朴，省去了制动油箱、制动主缸、助力装置，同步也使得制动时间缩短、制动效能提高，并且电控系统易于改善，采用电线连

14、接的耐久性也较好。电制动控制将很也许会因其优越性逐渐取代液压为主的老式制动系统，随着汽车电子技术的发展，电子元件的尺寸和价格也会逐渐下降。汽车电子制动系统将会与其她汽车电子系统融合在一起构成综合的汽车电子控制系统，实现车辆控制的智能化。第二节 车轮防抱死制动系统车轮防抱死制动系统简称ABS(Antilock Braking System),是基于汽车轮胎与路面之间的负着特性而开发的高技术制动系统。它从避免汽车在应急制动过程中特别是在湿滑路面上车轮抱死而浮现侧滑的规定出发，来达到汽车行驶稳定性和方向操纵性为目的的积极安全装置。这里所谓的车轮抱死是指制动时车轮被抱住并停止转动，而车辆因惯性仍在路面

15、上滑移这一现象。安装车轮防抱死制动装置的汽车，在正常的制动条件下，司机可照常操纵制动器。然而在湿滑的路面上或应急制动时，当司机操纵制动力引起车轮趋于抱死时，车轮防抱死制动系统便开始作用，该系统独立地调节车轮地制动力，避免车轮抱死，而与司机踩制动踏板的力无关。一般，车轮防抱死系统应达到如下规定：1、 在所有的制动、载荷和路面条件下，均能避免车轮抱死；2、 使汽车具有最小的制动距离；3、 保持汽车的行驶稳定性及转向能力和可操纵性。在干燥路面上使用车轮防抱死制动装置的实验表白，在某些状况下，制动距离会略有增长；而在其她状况下，制动距离又略有减少。但是，车轮防抱死制动系统的重要作用是改善汽车行驶时的稳

16、定性，避免汽车侧滑及转向的可操作性。除ABS外，尚有驱动过程中避免驱动车轮的控制系统，因其是通过牵引力控制来实现驱动车轮滑转控制，又称为牵引力控制系统。现代汽车一般将ABS 和TCS接合为一体，构成汽车的统一的防滑控制系统。车轮防抱死制动系统的基本工作原理和抱负的制动控制过程对汽车的制动性能可概括为：1、 汽车在任一行驶速度下，均能以合适的减速度使汽车平稳减速至盼望值；2、 在应急制动涉及直线制动和转弯制动工况下，均能以尽量短的制动距离停车，且在制动过程中不得发生侧滑甩尾，并具有转向能力。3、 在正常的行车路面上能平稳驻车。防抱死制动系统正是为适应应急制动工况而开发的有效技术装置。第三节 鼓式

17、制动系统（一） 鼓式制动器的构造形式制动蹄按其张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向与否一致可以分为领蹄和从蹄两种类型。制动蹄张开的方向和制动鼓的旋转方向一致的制动蹄成为领蹄，否则称为从蹄。图1.1 鼓式制动器分类（a）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（b）双领蹄式；（c）双向双领蹄式；（d）双从蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式制动蹄按其张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向与否一致可以分为领蹄和从蹄两种类型。制动蹄张开的方向和制动鼓的旋转方向一致的制动蹄成为领蹄，否则称为从蹄。（二） 领从蹄式制动器如图1. 1所示，若图上方的旋向箭头代表汽车迈进时制动鼓的旋转方向（制动鼓正向旋转），则蹄1为领蹄

18、，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄和从蹄也互相对调了。这种当制动鼓正、反向旋转时总具有一种领蹄和一种从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。由图1. 1(a)所见，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；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。“增蹄”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。对于两蹄的张开力P1=P2=P的领从蹄式制动器构造，如图1. 1(a)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的

19、法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不相等，不能互相平衡，其差值就由车轮轮毂轴承承受。这种非平衡式制动器将对轮毂轴承产生附加的径向载荷，并且领蹄摩擦衬片表面的单位压力不小于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。当使两蹄的衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角合适减小。对于具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证两蹄的位移相等。因此保证了作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等；而作用于两蹄的张开力P1P2；由于两蹄的法向反力N1=N2在制动鼓正、反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种构造的特性是双向的（平衡的）。缺

20、陷是驱动凸轮的力要大而效率较低，因此凸轮要用气压驱动。领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式、楔块式、曲柄式和具有2个或4个等直径活塞的制动轮缸式（见图1. 1(a)）。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并可以采用液压驱动，而前三者张开装置需要用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块均为浮动时，亦能保证两蹄的张开力相等，这时的凸轮成为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心为固定的，故不能保证作用在两蹄上的张开力相等。领从蹄式制动器的效能和稳定性均处在中档水平，但由于其在汽车迈进和倒车时性能保持不变，且构造简朴，造价低，也便于附装驻车制动机构，故这种构造仍广泛合用于中、重型

21、载货汽车的前后制动器以及轿车的后轮制动器。（三） 双领蹄式制动器若在汽车迈进时两制动蹄均为领蹄的制动器则称为双领蹄式制动器。显然当汽车后退时两蹄均变为从蹄，故又称为单向双领蹄式制动器。如图1. 1(b)，两制动蹄各用一种单活塞制动轮缸推动，两套机件在制动底板上中心对称布置，因此两蹄对制动鼓作用的合力正好互相平衡，为平衡式制动器。双领蹄式制动器具有较高的正向制动效能，但是倒车时制动效能大降。这种构造常用于中级轿车的前轮制动器，这是由于这种轿车迈进制动时，前轴的动载荷及附着力不小于后轴，而倒车时相反。它之因此不用于后轮制动器还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动的驱动机构。（四）

22、双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动蹄均为领蹄的制动器称为双向双领蹄式制动器。如图1. 1(c)，其两蹄的两端均为浮式支承。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞或其她张开装置的两侧均向外移动，使两个制动蹄均紧压在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一种小角度，使两制动蹄的转动方向与制动鼓的转动方向均与制动鼓的旋转方向相一致；当制动鼓反向旋转时，过程类似。因此此类制动器称为双向双领蹄式制动器。由于双向双领蹄制动器在汽车迈进及倒车时的制动性能不变，因此广泛应用于中、轻载货汽车和部分轿车的前、后轮，但作用于后轮制动器时需要另设中央制动器用作驻车制动。（五） 单向增力式制

23、动器单向增力式制动器如图1.1(e)所示，两蹄的下端以顶杆连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。当汽车迈进制动时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。随后制动鼓以摩擦力带动第一制动蹄转过小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压到制动鼓的内圆柱表面并支承在其上端的支承销上。第一蹄为增势的领蹄，第二蹄不仅是增势领蹄，并且经顶杆传给它的推力要比制动轮缸给第一蹄的力大。它属于非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车迈进时效能很高，但是倒车时效能却是最低的。因此仅用于少数轻中型货车和轿车的前轮。（六） 双向增力式制动器比较图1.1(e)和(f)可见，将单向增力式制动器的单活塞式制

24、动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也可以作为两蹄公用，成为双向增力式制动器。对于双向增力式制动器来说，不管汽车迈进制动或者倒车制动，该制动器均为增力式制动器。只是前后制动蹄作为第一、第二制动蹄会调换。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，并且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器。行车制动是通过液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动是用操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵机构进行操纵。 目前在社会上发售以及使用的新宝来轿车均采用盘式制动系统的制动形式，因此本论文中只对其盘式制动系统进行设计与阐明，鼓式制动不再进行具体的设计阐明第四节 盘式制动器的构造形式及其选择汽

25、车制动器几乎均为机械摩擦式的，即运用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速停车。但用于山区行使汽车上的辅助制动装置，则是运用发动机排气制动或电涡流制动等缓速措施，对于下长坡的汽车进行缓速或稳定车速的。摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器和盘式制动器的构造形式有多种，其重要构造形式分述如下。（一） 盘式制动器的构造形式和选择按摩擦副中的固定摩擦元件的构造来分，盘式制动器分为钳盘式制动器和全盘式制动器。两块带有摩擦衬块的制动块称作钳盘式制动器固定摩擦元件。全盘式制动器的固定摩擦元件是装在以螺栓固定在转向节或桥壳上的制动钳体内。两块制动块之间装有摩擦衬

26、块作为旋转元件的制动盘，制动盘以螺栓固定在轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积比较小，这样的盘式制动器又被叫做点盘式制动器。构造简朴，质量小，散热性能好，并且点盘式制动器可以借助于离心力作用将外界进入到制动盘中的污物、污水甩掉，维修以便。但是摩擦衬块面积较小，制动时单位压力大，其摩擦表面的温度会非常高，因此对摩擦材料的耐磨、耐压、耐高温的规定很高。全盘式制动器的固定的摩擦元件和旋转元件的形状都是圆盘形的，制动的时候各个制动盘的摩擦表面所有接触，其工作原理与摩擦离合器非常相似，因此又被叫做离合器式制动器。在平常生活中用途比较广泛的是全盘式制动器，以便可以获得较大的制动力，如图1.2所示。但

27、是这种制动器存在散热差，构造复杂等缺陷。（二） 固定钳盘式制动器固定钳式盘式制动器的制动钳体固定在转向节上，制动钳体上有两个液压油缸，其中各装一种活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而实现制动。当放松制动踏板使油液压力变小时，回位弹簧将两制动块总成及活塞推离制动盘。固定钳式盘式制动器在汽车上的应用较浮动钳式的要早，制动钳的刚度好，除活塞和制动块外没有其她滑动件。但由于需要采用两个油缸并分置于制动盘的两侧，是构造尺寸较大，布置也比较困难，成本较高。此外由于两侧制动块均需要靠活塞推动，很难兼用于由机械操纵的驻车制动，必须此外加装驻车

28、制动用的辅助制动钳。（三） 浮动钳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，如图1.2所示，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支承销摆动。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均衡为止。浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，构造简朴，造价低廉，易于布置，构造尺寸紧凑，可将制动器进一步移近轮毂，并且这种构造散热好。但是由于制动钳体是浮动的，必

29、须设法减少滑动处的摩擦、磨损以及噪声。图1.2 浮动钳盘制动器（四） 盘式制动器的优缺陷与鼓式制动器相比。盘式制动器具有如下长处：1热稳定性较好。这是由于摩擦衬块与制动盘之间没有摩擦增力作用；另一方面，制动摩擦衬块的尺寸不大，其摩擦面的面积仅占制动盘表面积的12%-16%，因此散热性较好。2水稳定性较好。这是由于制动衬块对制动盘的单位压力高，这样易将沾附在制动盘上的水挤出，同步车轮旋转的离心力也易将沾水甩掉；但是鼓式制动器则需要通过几次甚至十余次制动才可以恢复正常的制动效能。3制动稳定性好。由于盘式制动器的制动力矩与其制动油缸的活塞推力及摩擦系数成线性关系，还由于无自行增势作用，因此在制动过程

30、中制动力矩的增长和缓， 从而保证了较高的制动稳定性。4汽车迈进或后退的运动状态与制动力矩互相之间是没有无关。5在输出了同样大小的制动力矩条件下，盘式制动器的构造尺寸和质量相对于鼓式制动器较小。6盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器的摩擦衬片构造也较简朴，维修、保养容易，在磨损后容易更换。7摩擦衬块与制动盘间的间隙较小，因此这样就缩短了油缸活塞的操作时间，这样就有也许使制动驱动机构的力传动比增大。8盘式制动器容易形成多回路制动驱动系统，使系统的可靠性与安全性有了提高，以保证汽车在任何车速下各个车轮都可以一致平稳均匀制动。9制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，也使得间隙自动调节装

31、置得以简化。10可以以便地实现制动器遭受较大的磨损而报警。盘式制动器的缺陷是难于完全避免尘污和锈蚀，兼做驻车制动时，所需附加的驻车制动驱动机构较复杂，此外由于无自行增力作用，制动效能减少。由于新宝来轿车自身体积较小，构造比较紧凑，结合上文的论述，很显然应当采用盘式制动器以满足制动性能以及构造等方面的规定。在盘式制动器中，考虑到保证效能的基本上尽量简化构造，缩小尺寸，因而采用浮动钳式盘式制动器。（五）汽车制动系统的分类1.按制动系统的作用分类制动系统可分为行车制动系统、驻车制动系统、应急制动系统及辅助制动系统等。行车制动：行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持合适的稳

32、定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路构造，以保证其工作可靠。驻车制动：驻车制动装置用于汽车可靠而无时间的停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步，驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式的，以免其产生故障。应急制动：应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可运用应急制动装置的机械力源（如强力压缩弹簧）实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可运用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备，由于一般的手力驻车制动器也可以起应急制动的作用。辅助制动：其装置用于山区行驶的汽车上，运用发动机排气制动、电涡流或液力缓速器等辅助制动

33、装置，则可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速并减轻或解除行车制动器的负荷。一般，在总质量为5t以上的客车上和12t以上的载货汽车上装备这种辅助制动减速装置。2按制动操纵能源分类制动系统可分为人力制动系统、动力制动系统和伺服制动系统等。（1）以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制动系统称为人力制动系统；（2）完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的系统称为动力制动系统；（3）兼用人力和发动机动力进行制动的制动系统称为伺服制动系统或助力制动系统。3.按制动能量的传播方式分类制动系统可分为机械式、液压式、气压式、电磁式等。同步采用两种以上传能方式的制动系称为组合式制动系统

34、。现多采用液压制动系统，本设计采用液压式制动驱动机构。4.按回路多少分类液压制动系统可分为单回路制动系统和双回路制动系统等。（六） 制动性能规定应能适应有关原则和法规的规定。各项性能指标应满足设计任务书的规定和国标、法规制定的有关规定外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和顾客规定。（1）具有足够的行车制动效能和驻车制动效能。行车制动效能评价用一定初速度和踏板力下的制动减速度和制动距离来评估 （1-1） 由此得出 （1-2） 式中：Ga汽车所受重力，N 地面附着系数； g重力加速度，g9.81 v制动初速度，制动距离直接影响着汽车的行驶安全性，由下式决定： （1-3）式中：制动机构滞后时间，

35、即踩下制动踏板克服回位弹簧并消除制动块与制动盘间的间隙所需时间， 制动器制动力增长过程所需的时间， 制动器的作用时间，一般在0.20.9s之间；v制动初速度，。驻车效能是以汽车在良好路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度来衡量的，一般应不小于25%。1、 工作可靠。为此，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套独立的制动装置，且她们的制动驱动机构也是独立的，而行车制动装置的驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，令一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30，驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。2、 制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间的频繁制动，特别是在长坡到的持续制动

36、，会引起制动器的温升过快，温度过高。一般会达到300400，有时甚至高达700。此时摩擦副的摩擦系数会急剧下降减小，使制动效能下降，即发生所谓的热衰退现象。3、 制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会由于水的润滑作用而使摩擦副的摩擦系数急剧减小而发生所谓的水衰退现象。4、 制动时的汽车操纵稳定性要好。即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前后制动器的制动力应有合适的比例，最佳能随各轴间载荷转移状况而变化；同一车轴上的左右车轮制动器的制动力矩应相似。否则目前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性；当左右车轮制动器力矩差值超过15时，

37、会在制动时发生时发生汽车跑偏。5、 制动踏板和手柄的位置和行程应符合人机工程学规定，即操纵性好。6、 作用滞后的时间应尽量的短7、 制动时不应产生震动和噪声。8、 与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会产生自行制动。9、 制动系中应有音响或光信号等报警装置，以便及时发现制动驱动机构件的故障和功能失效。10、 全天候使用。气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时，制动管路不应有结冰现象。11、 制动系的机件应使用寿命尽量的长，制导致本低。第二章 新宝来轿车制动系统的参数计算第一节 新宝来轿车的有关参数表2-1 新宝来轿车的各项基本参数前、后车轮转动惯量0.87kg/ m2

38、汽车轴距2.61m质心至前轴距离1.14m质心高度0.723m车轮半径0.285m整备质量1265kg空载质量960kg迎风面积2.36m2空气阻力系数0.35前轮胎规格195/65 R15后轮胎规格195/65 R15第二节 制动力与制动力分派系数汽车制动时，若忽视路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角速度0的车轮，其力矩平衡方程为 T1 - FB re = 0（2-1）式中：T1制动器对车轮作用的制动力矩，方向与车轮旋转方向相反，Nm；FB地面作用于车轮上的制动力，方向与汽车行驶方向相反，N；re车轮有效半径，m。令制动器制动力 Ff = Tf / re （2-2）Ff

39、的方向与FB相反，大小相等，且Ff仅由制动器的构造参数决定，并与制动踏板力成正比。但地面制动力FB受到附着条件的限制，其值不能不小于附着力F,即FB F = Z（2-3）式中：轮胎与地面间的附着系数；（选用一般沥青干燥路面=0.6）Z地面对车轮的法向反力。图2.1 制动时汽车受力当制动器制动力和地面制动力达到附着力的值时，车轮即抱死滑移。当=0后来，地面制动力达到附着力的值后就不再增长。图2.1所示为汽车水平路面上制动时的受力状况。图中忽视了空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩以及汽车的滚动阻力偶矩。此外，在如下的分析中还忽视了制动时车轮边滚边滑的状况，且附着系数只取一种定值。根据图2.

40、1所示的受力状况，对后轴车轮接地点取力矩，得平衡式： （2-4）对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式： （2-5）式中：Z1、Z2制动时水平地面对前、后轴车轮的法向反力，N；L汽车轴距，mm； L1、L2汽车质心距前、后轴距离，mm；hg汽车质心高度，mm；G汽车所受重力，N； m汽车质量，kg； 汽车制动减速度，m/s2。根据上述受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及G=mg，式中g为重力加速度，则可求汽车制动时水平地面对前后轴车轮的法向反力：（2-6） Z1 = Z2 = 由于=qg，q为制动强度，则汽车制动时水平低面对车轮的法向反力为：（2-7） Z1 = Z2 = 若在附着系数=0.6的

41、路面上制动，前后轮均抱死（同步抱死或先后抱死），此时为最大制动强度的状况，汽车总的地面制动力等于前后轴车轮总的附着力，有：FB = F = G = m或 = g代入式（2.4），得到这种制动状况下前后轮所受的地面法向作用力为：（2-8） Z1 = Z2 = 代入数据 N 2.61m1.14mm得到：Z1 = 9068.33N，Z2 = 3354.31N；前后车轮同步抱死即前后轴车轮附着力同步被充足运用的条件为：Ff1 = FB1 = Z1 = 5441.00NFf2 = FB2 = Z2 = .59N式中：Ff1 、Ff2前、后轴车轮的制动器制动力。很容易得到制动力分派系数： =0.73 （2

42、-9）第三节 同步附着系数由式（2-9）可得 =0.370 （2-10）图2.2 线式（2-10）在图2.2中为一条通过坐标原点且斜率为0.370的斜线，称为线，为汽车的实际前后制动器制动力分派线。图中线与I线交于B点，此处的附着系数=0为同步附着系数。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0时前后车轮制动器才会同步抱死，当汽车在不同附着系数路面制动时，也许有三种状况：（1）0，线位于I线上方，后轮先抱死，容易浮现后轴侧滑而使车辆失去方向稳定性。分析表白，只有在=0的路面上，地面的附着条件才可以得到充足运用。为了避免侧滑甩尾丧失操纵稳定性，各类汽车的0值均有增大的趋势。第四节

43、 制动器最大制动力矩对于盘式制动器而言，若衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 （2-11）式中： f摩擦系数，本题目为0.3；N单侧制动块对制动盘的压紧力；R作用半径，本题目为0.104m。已知前后轴制动力Ff1 = 6141.65N，Ff2 = 2258.35N；则前后轴每个车轮的制动力矩为： 式中：rr车轮半径，本题目为0.285m。根据式（2-11），可以计算出制动块对制动盘的压紧力： 第三章 制动器参数及其选择第一节 制动盘参数拟定（一）制动盘直径D制动盘直径D但愿尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以减少制动钳的夹紧力，减少摩擦

44、衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径D受轮辋直径的限制。一般，制动盘的直径D选择为轮辋直径的7079，而总质量不小于2t汽车应取其上限。新宝来轿车的轮辋直径为15英寸。因此轮辋直径381 前轮制动盘直径：D=381*73.5%=280 制动盘厚度h：图3.1 通风式制动盘制动盘厚度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，制动盘厚度应取的合适小些；为了减少制动工作时的温升，制动盘厚度又不能过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两个工作面之间铸出通风孔道如右图所示。一般实心制动盘厚度可取为10mm20mm;具有通风孔道的制动盘的两个工作面之间的尺寸，即制动盘的

45、厚度取为20mm50mm，但多采用20mm30mm。前轮制动盘考虑需要大的制动力矩，为散热考虑，采用铸有通风孔道的，厚度为26mm。后轮制动盘考虑到制动力规定不是特别高，出于节省成本考虑，采用实心制动盘即可，直径取280mm,厚度取15mm。（二）摩擦衬块尺寸拟定摩擦衬块的外半径与内半径：推荐摩擦衬块的外半径与内半径如图所示比值不不小于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最后会导致制动力矩变化大。前轮摩擦块外半137 内半径92 摩擦衬块工作面积A：推荐根据摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/3.5kg/范畴内选用。摩擦

46、衬块的面积：A=（）根据所需面积，A=（）80360=7191验证，每个制动器摩擦衬块面积A=A2=14382全车制动器摩擦衬块面积A= A4=589921265kg589.92=2.14kg3.5kg/ ，符合规定。第二节 零部件设计（一）制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有其她形状的。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等因素，摩擦衬块磨损快，因而厚度较大。本课题中摩擦块厚14mm。（二）摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳

47、定的摩擦系数，抗热衰退性能较好，不应在温升到某一数值后摩擦系数忽然下降，材料应当有较好的耐磨性、低的吸水率、低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗拉、抗压、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时不产生噪声，不产生不良气味，不产生对人体有害的污染材料。当今，在制动器中广泛采用模压材料，以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调节摩擦材料的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型。但是目前的发展主流为无石棉摩擦材料，是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末替代石棉作为增强材料，其她成分与石棉模压材料大体相似。这种材料在欧美国家已经得到了广泛的推广应用。本课题中设计时采用的摩擦系数为0.3。第四章

48、 制动器的设计计算第一节 摩擦衬块的磨损特性计算实验表白，摩擦表面的温度、摩擦力、滑磨速度、制动盘的材质及加工状况，以及衬块自身材质等是影响磨损的重要因素。因此在理论上计算磨损性能极为困难。但实验表白，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，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中，制动器几乎承当了耗散汽车所有动力的任务。此时，由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量符合越大，则摩擦衬块的磨损亦越严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。

49、比能量耗散率又称为单位功负荷和能量负荷，它表达单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/。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） （4-2）式中：汽车回转质量换算系数； 汽车总质量； 、汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取100km/h（27.8m/s）； t制动时间，s；、为前、后制动器衬块的摩擦面积；为制动力分派系数。按下式计算 （4-3）j制动减速度，m/s,计算时取j0.6g；在紧急制动到0时，并可近似的觉得1，则有轿车盘式制动器的比能量耗散率应不不小于6.0W/。比能量耗散率过高，不仅会加快制动摩擦块的磨损，并且有也许使制动盘更早发生龟

50、裂。第二节 制动效能分析第二章中，已经具体简介了制动力与制动力分派系数、同步附着系数、最大制动力矩等，本节重要简介制动强度和附着系数运用率、运用附着系数和制动效率、制动器因数等。（一）制动强度和附着系数运用率 汽车在同步附着系数0的路面上制动时（前后轮同步抱死），制动减速度，式中的q为制动强度。而在其她路面上制动时，q（参见第二章）。附着条件的运用状况可以用附着系数运用率表达，为 （4-4）其中为总的地面制动力。下面讨论当、时的q和。根据所选定的同步附着系数，由于： （4-5） （4-6） （4-7）因此：， （4-8）进而： （4-9） （4-10）当时，故，。当时，也许得到的最大总制动力取

51、决于前轮刚刚一方面抱死的条件，即。可得：， （4-11）当时，也许得到的最大总制动力取决于后轮刚刚一方面抱死的条件，即。可得：， （4-12）（二）运用附着系数和制动效率汽车制动减速度du/dt=qg，其中q被称为制动强度。由前述可知，若汽车在具有同步附着系数的路面上制动，汽车的前、后轮将同步达到抱死的工况，此时的制动强度q=。在其她路面上制动时，既不浮现前轮抱死也不发生后轮抱死的制动强度必然不不小于地面附着系数，即q。就是说，只有在的路面上，地面的附着条件才干被充足地运用。而在的路面上，因浮现前轮或后轮先抱死的现象，地面附着条件未被较好地被运用。为了定量阐明地面附着条件的运用限度，定义运用附

52、着系数为 ，i = 1,2一般状况下，汽车都是前轮先抱死或者前后轮同步抱死。设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同步刚要抱死时，汽车产生的减速度du/dt=qg，则前轮地面法向反作用力为 （4-13）前轮制动器制动力和地面制动力为 （4-14）则： （4-15）同理可推导出后轮运用附着系数。附着效率是制动强度q和运用附着系数之比。它是也用于描述地面附着条件的运用限度，并阐明实际制动力分派的合理性。根据附着效率的定义，有 （4-16） （4-17）（三）制动器因数制动器因数BF可以定义为制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比： ； （4-18）对于钳盘式制动器， （4-19） 制动器因数对摩擦系数

53、的敏感性可以由dBF/df表达，成为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的重要决定因素。对于鼓式制动器而言，也在不同限度上存在以BF为表征的效能自身与稳定性的关系。由于盘式制动器的制动器因数与摩擦系数的导数为常数，因而其效能稳定性最佳。第五章 液压制动驱动机构的设计计算第一节 概述液压式简朴制动（一般简称为液压制动）用于行车制动装置。液压制动的长处是：作用滞后时间较短（0.1-0.3s）；工作压力高（可达10-20MPa），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动件，使之构造简朴，质量小；机械效率较高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的重要缺陷是：过

54、度受热后，部分制动液气化，在管路中形成气泡，严重影响液压传播，使制动系统的效能减少，甚至完全失效。因此液压制动曾广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上。为了提高现代汽车的行驶安全性，根据交通法规的规定，现代汽车的行车制动装置均采用了双回路系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单回路系统已经裁减。此外，在设计制动主缸时，还应考虑与否要补偿空 和在放开制动踏板时主缸活塞原始位置的定位措施，以及在制动管路中与否必须有或不准有残存压力。在前盘后鼓的双回路制动系统中，由于盘式制动器制动器制动块与制动盘之间的间隙较小，且油缸活塞的回位仅靠橡胶密封圈的弹力而无强力的回位弹簧，因此盘式制动器开始起

55、制动作用与制动压力开始升高几乎是同步发生。因此通往盘式制动器的管路应与双腔主缸装有较弱回位弹簧的娜一腔相接。由于同样的因素，在解除制动时在通往盘式制动器的管路中不容许留有残存压力。而通往鼓式制动器的管路在放开制动踏板时必须保有残存压力，为此在与其相似的制动主缸工作腔的出口应装上止回阀。目前采用双回路液压制动系几乎均为伺服制动系或动力制动系，但在某些微型轿车或轻型轿车上为使构造简朴，造价低廉，当制动踏板力不超过司机体力范畴的状况下，也有某些汽车仅采用双腔制动主缸的双回路液压制动系，而并非为伺服或动力制动系。若双回路中有一回路的管路损坏漏油时，则踩下踏板时，只有完好的另一回路建立液压，即串联双腔主

56、缸的另一腔仍可以正常工作，只是使踏板行程加大，导致制动距离加长，制动效能减少。制动主缸由灰铸铁制造，也可以采用低碳钢冷挤成形，活塞可由灰铸铁、铝合金或中碳钢制造。第二节 制动轮缸直径与工作容积制动轮缸有双活塞式和单活塞式两类，这里采用单活塞式。制动轮缸对制动块施加的张力F与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为 （5-1）在本设计中4F为前后桥制动力的总和，即13999.8N制动管路液压在制动时一般不超过10 PMa12MPa，对盘式制动器可在高某些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及接头则提出了更高的规定，对软管的耐压性，强度以及接头的密封性的规定就更加严格。取制动管路液压在制动

57、时为10Pma，则 d=21.11mm轮缸直径应在GB7524-87原则规定的尺寸选用，轮缸直径的尺寸系列为：（mm）14.5，16，17.5，19，20.5，22，24，26，28，30，32，35，38，42，46，50，56。因此选用的制动轮缸直径为22mm.一种轮缸的工作容积 （5-2）式中：dw一种轮缸活塞的直径； n轮缸活塞的数目；n=4 一种轮缸活塞在完全制动时的行程： 取=2.5 22所有轮缸的总工作容积为 （5-3）式中m为轮缸的数目。 第三节 制动主缸直径与工作容积在双回路制动系统中采用串列双腔主缸构成的双回路液压制动系统。目前，采用双回路液压制动系统的几乎都是伺服制动系统

58、或动力制动系统。但是，在某些微型或轻型汽车上，为使构造简朴，在制动踏板力不超过驾驶员体力范畴的状况下，也有某些车型采用串列双腔制动主缸构成双回路人力液压制动系统。该主缸相称于两个单腔制动主缸串联在一起而构成的。制动主缸的直径应符合GB7524-87的尺寸系列，主缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，24，26，28，30，32，35，38，42，46mm.制动主缸应有的工作容积 （5-4） 式中V所有轮缸的总工作容积； V制动软管在液压下变形而引起的容积增量。 在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为；货车取，式中V为所有轮缸的总工作容积。 主缸活塞直径和活塞行程的可有下式拟定：