盘式制动器毕业设计说明书

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1、精选优质文档-倾情为你奉上目 录专心-专注-专业摘 要汽车的制动系是汽车行车安全的保证，许多制动法规对制动系提出了许多详细而具体的要求，这是我们设计的出发点。从制动器的功用及设计的要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证。对各种形式的制动器的优缺点进行了比较后，选择了前盘的形式。这样，制动系有较高的制动效能和较高的效能因素稳定性。随后，对盘式制动器的具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。选择了简单液压驱动机构和双管路系统，选用了间隙自动调节装置。在设计计算部分，选择了几个结构参数，计算了制动系的主要参数，盘式制动器相关零件以及驱动机构的设计计算。关键词: 制动器 同步附着系数 制动盘 制动钳

2、 AbstractThe braking system in a vehicle guaranteed the safety of driving .Many rules and regulations have been made for the braking system in detail, which is the starting of our design. Firstly, I demonstrate the project on the base of the function of the brake, And analysis their strong point and

3、 shortcomings .I choose the form of front-disked. In this way, the braking system have higher braking efficiency and high stability of the performance factors. Subsequently, the specific structure of the disc brake design was elaborated in detail. I designed the hydraulic drive system and two-pipe s

4、ystem and selected clearance automatic adjusting device. In the calculate part .I chosen several structural parameters, calculated the main parameters of the braking system and the disc brake parts and drive mechanism. Key words ：disc brakes synchronous attachment coefficient brake disc brake calipe

5、r1 绪论 1.1 制动器的作用 汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着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、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 1.2 制动器的种类 汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置，牵引汽车还应有自动制动装置。 行车制动装置

6、用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。 驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在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驱动，以免其产生故障。 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，则可利用其机械力源(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，它可利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的。因为普通的手力驻车制动器也可以起到应急制动的作用。 辅动装置用在山区行驶的汽车上，利用发动

7、机排气制动或电涡流制动等的辅助制动装置，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。通常，在总质量大于5t的客车上和总质量大于12t的载货汽车上装备这种辅助制动-减速装置。 自动制动装置用于当挂车与牵引汽车连接的制动管路渗漏或断开时，能使挂车自动制动。 1.3 制动器的组成 制动器的组成任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成(如图1-1所示)。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵(但也有用脚踏板操纵的，见图1-1)，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。利用车轮制

8、动器时，绝大部分驻车制动器用来制动两个后轮，有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制动器。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器的第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、储气罐、控制阀和制动器室。 图 1-1（a） 前后轮均安装盘式制动器；（b）前轮盘式制动器，后轮鼓式制动器1-前盘式制动器；2-防抱死系统导线；3-主缸和防抱死装置；4-液压制动助力器；5-后盘式制动器；6-防抱死电子控制器（ECU）；7

9、-驻车制动操纵杆；8-制动踏板； 9-驻车制动踏板；10-后鼓式制动器；11-组合阀；12-制动主缸；13-真空助力器 以前，大多数汽车的驻车制动和应急制动都采用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器第二轴或传动轴，所需的制动力矩较小，容易适应手操纵力小的特点。但在用作应急制动时，则往往会使传动轴超载。现代汽车由于车速的提高，对应急制动的可靠性要求更严格，因此，在中、高级轿车和部分总质量在1.5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器(见图1-1)。重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由

10、气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。 1.4 对制动器的要求 汽车制动系应满足如下要求。 (1)应能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和用户要求。 (2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离驻坡效能是以汽车在良好的路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度()来衡量的，一般应大

11、于25。 (3)工作可靠。为此，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应是各自独立的，而行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另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。 (4)制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间的频繁重复制动，尤其是下长坡时的连续制动，均会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的独立的管路可使制动器摩擦副的温度达到300400有时甚至高达700。此时，制动器的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生所谓的热衰退现象。制动器发热衰退，经过散热、降温和一定

12、次数的缓和使用，使摩擦表面得到磨合，其制动效能重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。 (5)制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因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。一般规定在出水后反复制动515次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另外也应防止泥沙、污物等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙进入而采用封闭制动器的措施。 (6)制动时的汽车操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车均

13、不应失去操纵性和方向稳定性。为此。汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一车轴上的左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，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、右轮的制动力矩差值超过15时，会在制动时发生汽车跑偏。 (7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适，能减少疲劳。踏板行程：对轿车应不大于150mm；对货车应不大于170mm，其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160mm200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N(轿车)700N(

14、货车)。设计时，紧急制动(约占制动总次数的510)踏板力的选取范围：轿车为200N300N货车为350N550N采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400N500N为宜；驻车制动的手柄拉力应不大于500N(轿车)700N(货车)。 (8)作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。 (9)制动时不应产生振动和噪声。 (10)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引起自行制动。 (11)制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱

15、动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。 (12)能全天候使用。气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时，气制动管路不应出现结冰现象。 (13)制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。 1.5 制动器的新发展 随着电子技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统(antilock braking system，ABS)在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。它是基于汽车轮胎

16、与路面间的附着特性而开发的高技术制动系统。它能有效地防止汽车在应急制动时由于车轮抱死使汽车失去方向稳定性而出现侧滑或失去转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了汽车高速行驶的安全性。 近年来还出现了集ABS功能和其他扩展功能于一体的电子控制制动系统(EBS)和电子制动助力系统(BAS)。前者适用于重型汽车和汽车列车，它是用电子控制方式代替气压控制方式，可根据制动踏板行程、车轮载荷以及制动摩擦片的磨损情况来调节各车轮的制动气室压力。它不但可以较大地减少制动反应时间，缩短制动距离，提高牵引车和挂车的制动协调性，还能使制动力分配更为合理；后者(即制动助力系统)适用于轿车，即当出现紧急状况而驾驶员又

17、未能及时地对制动踏板施加足够大的力时，该系统能自动地加以识别并触发电磁阀。使真空助力器在极短时间内实现助力作用，从而实现显著地缩短制动距离的目的。 为了防止汽车发生追尾碰撞事故，一些汽车生产大国都在致力于车距报警及防追尾碰撞系统的研究。这种系统是用激光雷达或用微波雷达对前方车辆等障碍物进行监测，若测出实际车距小于安全车距，则会发出警报；若驾驶员仍无反应，则会自动地对汽车施行制动。在部分轿车上已开始装用这种系统。 为了节省燃油消耗，减少排放并减轻制动器的工作负荷，制动能回收系统早已成为一个研究课题，以便将制动能储存起来，在需要时再释放出来加以利用。以前这项研究主要针对城市公共汽车，多采用飞轮储能

18、和液压储能方式，但由于种种原因未能推广应用。近年来，随着电动汽车及混合动力汽车的研制已取得突破性的进展，制动能回收系统又为一些电动汽车所采用，在减速或下坡时可将驱动电机转变为发电机，使之产生制动作用；同时可用发出的电流使蓄电池充电，以节省能源，增加电动汽车和混合动力汽车的行驶里程。2 制动器的结构形式及选择2.1 制动器的种类 汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器。前者安装在车轮处，并用脚踩制动踏板进行操纵，故又称为脚制动；后者安装在传动系的某轴上，例如变速器或分动器第二轴的后端或传动轴的前端，并用手拉操纵杆进行操纵，故又称为手制动。 摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和

19、盘式两大类。 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。内张型鼓式制动叠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轴套管的凸缘上（对车轮制动器）或变速器、分动器壳或与其相固定的支架上（对中央制动器），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毂上，而中央制动器的制动鼓则固定在变速器或分动器的第二轴后端。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦蹄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

20、鼓，并利用制动鼓的外圆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。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在现代汽车上已很少采用，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。 盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧表面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。制动时，当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作各种汽

21、车的中央制动器。 车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车制动之用。 鼓式制动器和盘式制动器的结构型式有多种，其主要结构型式(如图2-1）所示。图2-1 制动器的结构选型2.2 盘式制动器的结构型式及选择 按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。 钳盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转向节或桥壳上的制动钳体中。两块制动块之间装有作为旋转元件的制动盘，制动盘用螺栓固定于轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅约3050，因此这种盘式制动器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散热性较好

22、，且借助于制动盘的离心力作用易于将泥水、污物等甩掉，维修也方便。但由于摩擦衬块的面积较小，制动时其单位压力很高，摩擦面的温度较高，故对摩擦材料的要求较高。 图2-2 固定钳式盘式制动器1转向节（或桥壳）2调整垫片3活塞4制动块总成5-导向支承销 6制动钳体7轮辋8回位弹簧9制动盘10轮毂全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器，故又称为离合器式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，故多为油冷式，结构较复杂。 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为以下几种： a、固定钳式盘式制动器 如图2

23、-2 所示，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。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，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳式盘式制动器。 b、浮动钳式盘式制动器 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(见图2-3)。因而有滑动钳式盘式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。但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

24、体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的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。 图2-3 浮动钳式盘式制动器工作原理图(a)滑动钳式盘式制动器 (b)摆动钳式盘式制动器1制动盘;2制动钳体;3制动块总成;4带磨损警报装置的制动块总成;5活塞; 6制动钳支架; 7导向销固定钳式盘

25、式制动器在汽车上的应用是早于浮动钳式的，其制动钳的刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件，但由于需采用两个油缸分置于制动盘的两侧，使结构尺寸较大，布置较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡影响制动效果。另外，由于两侧制动块均靠活塞推动，难于兼用于由机械操纵的驻车制动，必须另加装一套驻车制动用的辅助制动钳，或是采用盘鼓结合式后轮制动器，其中作为驻车用的鼓式制动器由于直径较小，只能是双向增力式的，这种“盘中鼓”的结构很紧凑，但双向增力式制动器的调整不方便。 浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，结构简单，造价低廉，易于布置

26、，结构尺寸紧凑，可以将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车和驻车制动。浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液的受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少，使冷却条件较好。另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低3050，汽化的可能性较小。但由于制动钳体是浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦、磨损和噪声。 与鼓式制动器相比，盘式制动器的优点有： 1)热稳定性较好。这是因为制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用，还因为制动摩擦衬块的尺寸不长，其工作表面的面积仅为制动盘面积的126，故散热性较好。 2)水稳定性较好。因

27、为制动衬块对盘的单位压力高，易将水挤出，同时在离心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上衬块对盘的擦拭作用，因而，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常；而鼓式制动器则需经过十余次制动方能恢复正常制动效能。 3)制动稳定性好。盘式制动器的制动力矩与制动油缸的活塞推力及摩擦系数成线性关系，再加上无自行增势作用，因此在制动过程中制动力矩增长较和缓，与鼓式制动器相比，能保证高的制动稳定性。 4)制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。 5)在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的质量和尺寸比鼓式要小。 6)盘式的摩擦衬块比鼓式的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也较简单，维修保养容易。 7)制动盘与摩擦衬块间

28、的间隙小(0.050.15mm)，这就缩短了油缸活塞的操作时间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。 8)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，这也使间隙自动调整装置的设计可以简化。 9)易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性和安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动。 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是难以完全防止尘污和锈蚀(但封闭的多片全盘式制动器除外)；兼作驻车制动器时，所需附加的驻车制动驱动机构较复杂，因此有的汽车采用前轮为盘式后轮为鼓式的制动系统；另外，由于无自行增势作用，制动效能较低，

29、中型轿车采用时需加力装置。 通过以上分析，并且由于目前固定钳盘式制动器已很少采用，且缺点较多，所以我选择综合性能更好的浮动钳式盘式制动器。3 汽车整车基本参数计算给出的轩逸2.0自动豪华版整车参数如下：1）外形尺寸：长x宽x高4665mm1700mm1510mm；2）轴距：2700mm；3）最高车速：190Km/h；4）额定载客（包括驾驶员）：4 人；5）发动机动力：最大功率105KW/5200 rpm；最大转矩189NM/4400rpm；6）汽车的整车整备质量1280 kg；汽车总质量:1655kg7）其它参数参考轩逸2.0自动豪华版。其它参数的确定： 轮滚动半径 由于轩逸2.0自动豪华版轿

30、车采用轮胎规格为195/60 R16，其中名义断面宽度为195mm，扁平率为60%，轮毂名义直径为16英寸，换算过来为16*25.4=406.4mm。故车轮滚动半径为 =（406.4+219560%）/2=320.2mm。空满载时质心距前轴距离,；空满载时质心距后轴距离 ，空载时, =1080mm , =1620mm；满载时， =1345mm，=1355mm。空满载时的轴荷分配空载时，前轴负荷 (3-1)后轴负荷 (3-2)满载时，前轴负荷 (3-3)后轴负荷 (3-4) 空满载时的质心高度, 空载时， =684mm；满载时， =664mm。4 制动系的主要参数及其选择4.1 制动力与制动力分

31、配系数定义前、后轮制动器的制动力为、，理想的前、后轮制动器制动力分配曲线公式：满载时， (4-1)式中， 前轴车轮的制动器制动力； 后轴车轮的制动器制动力；G 汽车重力； 汽车质心离后轴距离； 汽车质心高度；L 汽车轴距。代入得： 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,即I曲线。下面求空载时I 曲线，同样由 (4-2)得： 选定制动力分配系数 =0.68。4.2 同步附着系数满载时 （4-3）空载时 （4-4）对于轿车而言，满载时的同步附着系数0.6，满足要求。4.3 制动强度和附着系数利用率当时，最大总制动力 （4-5）制动强度 （4-6）附着系数利用率当时,

32、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。而最大总制动力 （4-10）制动强度 （4-11）附着系数利用率 （4-12）由于不同的路面附着系数值不同，故其制动强度和附着系数利用率也不同。对于常见的如沥青（包括干湿），混凝土等这些附着系数大于0.796的路面，其制动强度和附着系数利用率就按第三种情况计算。4.4 制动器最大制动力矩由于选取了较大的值0.796（满载），应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q ，按在沥青路（干）上行驶，=0.8计算。可求得其最大总制动力而车轮有效半径=311mm，故前轴最大制动力矩 （4-13） 一个前轮

33、制动器应有的最大制动力矩： （4-14） 4.5 制动器因数对于钳盘式制动器，设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2 fp，此处f 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BF=2f =20.3=0.6。5 盘式制动器的设计5.1 盘式制动器的结构参数与摩擦系数的确定5.1.1 制动盘直径D制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，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轮辋直径的70%79%，取75%。由于轮胎规格为195/60 R16，所以轮辋直径为16英

34、寸，即406.4mm，故制动盘直径D=406.475%mm=304.8mm，取304mm。5.1.2 制动盘厚度h制动盘厚度h对制动盘质量和工作时的温升有影响，为使质量小些，制动盘不宜取得很大，为了减少温升，制动盘厚度又不宜取得过小，制动盘可以作成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道，而我设计的轩逸2.0自动豪华版轿车前盘式制动器采用的便是通风盘式，而通风式制动盘厚度取为2050mm，采用较多的是2030mm，取30mm。5.1.3 摩擦衬块外半径R2、内半径R1与厚度b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

35、均匀，接触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。选 /=1.4，由于摩擦衬块外半径略小于制动盘半径mm，取147mm。所以mm，参考其他类似车型，选定厚度b=14mm。5.1.4 制动衬块工作面积A由于制动衬块为扇形，选定其到圆心的夹角为，故工作面积 （5-1）5.1.5 摩擦衬块摩擦系数f选择摩擦衬块时,不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.30.5，一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。在假设的理想条件下计算制动器的制动

36、力矩，为使计算结果接近实际，取f =0.3。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料，故选用粉末冶金材料。5.2 制动衬块的设计计算假定衬块的摩擦面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为，式中f 为摩擦系数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。由于所设计的轩逸2.0自动豪华版轿车前盘式制动器的制动衬块采用扇形摩擦表面，其径向宽度不是很大，取R 等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。平均半径为 mm （5-2）有效半径是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示，mm （5-3）式中，。5.3 摩擦衬块磨损特性的计算摩擦衬块的磨

37、损受温度、摩擦力、滑磨速度。制动盘的材质及加工情况，以及衬块本身材质等许多因素的影响。因此在理论上计算磨损性能极为困难，但实验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。目前，各国常采用的作为评价能量符合的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬块单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为。轩逸2.0自动豪华版轿车的前轮制动器的比能量耗散率为： （5-4） （5-5）式中,为汽车总质量（kg）；为汽车回转质量换算系数； 、为制动初速度和终速度（m/ s）； j为制动减速度（）；t为制动时间（s）； 为前制动器衬块的摩擦面积（）； 为制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下，=0，并可以

38、认为 =1，故 （5-6）据有关文献推荐，计算时取减速度j =0.6g，制动初速度 ，乘用车用100km（27.8m/s）。而 =57.9=5790，代入得： 另外，用衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力即比摩擦力计算衬块磨损特性。单个前轮制动器的比摩擦力为。式中， 为单个制动器的制动力矩；R 为制动衬块平均半径 ；A 为单个前轮制动器的衬块摩擦面积。当前轮处于最大制动力矩时，代入数值得：单个前轮制动器的比摩擦力为 （5-7）5.4 制动器主要零件的结构设计5.4.1 制动盘制动盘结构形状有平板形和礼帽形，由于所设计的是钳盘式制动器，故采用后者即礼帽形制动盘，其圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷

39、却，所设计的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度小于等于0.01mm，表面粗糙度值小于等于0.06mm，两摩擦表面的不平行度小于等于0.01mm，制动盘的端面圆跳动小于等于0.03mm。5.4.2 制动钳制动钳由球墨铸铁QT400-18制造，做成整体的，其外缘留有开口，以便不必拆下制动器便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由钢制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面要进行镀铬处理。5.4.3 制

40、动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌在一起。衬块为扇形。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。设计的盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬块。5.4.4 摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。经过综合考虑，制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁铸造，为保证足够的强度和耐磨性能，其牌号为HT250。摩擦衬块选用减少污染和对人体无

41、害的粉末冶金材料。5.4.5 盘式制动器间隙的调整方法及相应机构制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般，盘式制动器的设定间隙为0.10.3mm.此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽可能小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬块的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。所设计的轩逸2.0自动豪华版轿车前盘式制动器的间隙自调方式是利用制动钳中的橡胶密封圈的极限弹性变形量，来保持制动时为消除设定间隙所需的活塞设定行程。当衬块磨损而导致所需的

42、活塞形成大于时，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间，这一不可恢复的相对位移便补偿了过量间隙。6 制动驱动机构的结构型式选择与设计计算6.1 制动驱动机构的结构型式选择液压式驱动机构：优点：a.制动时可以得到必要安全性，因为液压系统内系统内压力相等，左右轮制动同时进行；b.易保证制动力正确分配到前、后轮，因为前、后轮分泵可以做出不同直径；c.车振或悬架变形不发生自行制动；d.不须润滑和时常调整；缺点：a当管路一处泄漏，则系统失效；b低温油液变浓，高温则汽化； c不可长时间制动。但综合来看，油压制动还是可取的，且得到了广泛的应用。6.2制动管路的选择

43、出于取安全上的考虑，汽车制动应至少有两套独立的驱动制动器的管路。汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路型式：1 一轴对一轴（）型(图a），前轴制动器与后桥制动器各用一个回路；2 交叉（X）型（图b），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路；3 一轴半对半轴（HI）型（图c），每侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路；4 .半轴一轮对半轴一轮（LL）型（图d），两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器作用；5 双半轴对双半轴（HH）型（图e），每个回路均只对每个前后制动器的半数轮缸起作用。图5-1 a) 一轴对一轴（）型;

44、b) 交叉（X）型;c) 一轴半对半轴（HI）型d) 半轴一轮对半轴一轮（LL）型;e) 双半轴对双半轴（HH）型其中型的管路布置最为简单，成本较低，目前在各种汽车特别是在货车上用的最广泛。但这种型式后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯能力。X型的结构也很简单。直行制动时任何一回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50。但一旦某一管路损坏则造成制动力不对称，使汽车丧生稳定性。因此该方案适用于主销偏移距为负值的汽车上，以改善汽车稳定性。HI、HH、LL型的结构都较为复杂，本次设计不予考虑。X型的布置方案可适于本次设计。6.3 液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制

45、动踏板力与踏板行程、踏板机构传动比，以及说明采用增压或助理装置的必要性，必须进行如下的设计计算。6.3.1 制动轮缸直径制动轮缸对制动蹄(块)施加的作用力F与轮缸直径和制动轮缸中的液压p的关系为： (6-1) 制动管路液压在制动时一般不超过1012MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，则轮缸直径越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，详见GB752487附录B表B2。油压选取：10MPa 所以=30mm6.3.2 制动主缸直径与工作容积制动主缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，详见GB7

46、52487附录，选取制动主缸直径为30mm，主缸活塞直径为30mm。制动主缸工作容积 (6-2) 一般 , 取 则 6.3.3制动踏板力与踏板行程制动踏板力可用下式验算： (6-3)式中：制动主缸活塞直径, ；制动管路的液压, ；制动踏板机构传动比,，取；真空助力器的增力倍数, 取;制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取,取则 踏板力一般不超过，可见符合要求，而且操作轻便。通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。制动踏板工作行程为 (6-4)式中： 30mm 制动踏板机构传动比,，取； 主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.8mm; 主

47、缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程, 取2mm。则 法规要求不大于150200mm，故符合法规。7 盘式制动器的优化设计7.1 优化设计概述优化设计是最优化数学方法与现代计算机技术结合的产物，它能够使某项设计在规定的各种限制条件下优化设计参数，从而使其设计指标获得最优值。对任何一个工程设计师来说，总是希望作出一个最优化的设计方案，使得设计的工程设施或产品，具有最好的使用性能和最低的材料消耗与制造成本，以获得最佳的经济效益。在传统的设计过程中，通常是设计人员凭借自身或他人积累起来的经验和专业知识，在初始设计方案的基础上，通过反复地试验、比较和改

48、进，最终得到一个较为满意的设计方案。当时一般不能够找到最优的设计方案。而优化设计方法则提供了一条可能高效率地求得最优的设计方案的途径。实践证明，优化设计方法是一种保证产品具有优良的性能、降低成本、减小质量和体积的有效的设计方法，同时也可以大大地缩短设计周期、提高设计效率，因此已经得到了越来越广泛的应用。7.2 解决优化设计问题的一般步骤及几何解释7.2.1 一般步骤建立优化设计的数学模型。选择适用的最优化方法及相应的计算程序。确定初始数据和初始设计点。编写相关的主程序及函数子程序。计算机求解并输出结果。结果分析、比较。7.2.2 几何解释求解优化问题的几何解释，可认为是在约束限定的范围内，找出

49、目标函数的最小值。7.3 常用优化方法一般优化方法分为两类，一类是无约束的优化问题的求解，另一类是有约束的优化问题的求解。7.3.1 无约束优化方法在这类方法中，有坐标轮换法、鲍威尔法、共轭梯度法、DFP 变尺度法、BFGS 变尺度法等。坐标轮换法的基本思路是每次搜索只允许沿一个变量变化，其余变量保持不变，它把多变量优化问题轮流地转化成单变量的优化问题，当n个变量依次进行过一维搜索后，即完成一轮计算，若未收敛，则以上一轮最后一点开始继续下一轮计算。其特点是只需计算函数值，无需求函数的导数，所以程序编制简单，存储量少，当计算效率低，可靠性差。鲍威尔法是一种共轭方向法，它直接用函数值来构造共轭方向

50、，是一种直接方法。它具有二次收敛性，收敛速度较快，可靠性较好，存贮量少，当编制程序较复杂，适用于维数较高的目标函数。共轭梯度法也是一种共轭方向法，它是利用函数梯度值来构造共轭方向，然后选取共轭方向作为每一次的搜索方向。它的特点是只需计算函数的一阶偏导数，程序编制容易、存储量少，收敛速度快，适用于维数较高的优化问题。7.3.2 约束优化方法工程上出现的问题一般都是有约束的优化问题，其常用的方法是随机方向法、复合形法和惩罚函数法。随机方向法是在可行域D内利用随机产生的可行下降方向进行搜索的一种直接解法。其特点是对目标函数无特殊要求，编制程序简单，计算量小，存储量少，收敛速度较快。复合形法的基本思想

51、是通过预定顶点数的多边形。各顶点的函数值相互比较，反复朝着函数值减小的方向进行点的映射与复合形的收缩，使之逐步逼近约束最优值。复合形法不需要计算目标函数的导数，也不进行一维寻优，对目标函数和约束条件都没有特殊的要求，适用范围广，编制程序简单。内点惩罚函数法要求整个寻优过程在可行域内进行，迭代点均要为可行解，故初始点必须是一个内点。外点惩罚函数法，初始点可以随便选择，而且其在迭代过程中生成的迭代点也可能在可行域外。混合惩罚函数法它将两者的惩罚函数形式结合在一起，用于求解既有不等式约束又有等式约束条件的最优化问题。它结合了内点法和外点法的优点，克服了缺点。初始点可任选，可适用于具有等式和不等式约束

52、的优化问题，可处理多个变量及多个函数。7.4 制动系参数的优化制动系主要参数，特别是制动力分配系数和同步附着系数的选择，由于需考虑的因素多，计算公式较复杂，传统的方法是采用试凑法，按一定步骤计算，得出结果，如果不合适，重新计算直到满意为止。这样的设计方法慢，而且很难得到最优解。采用优化设计方法，可以将以前作为简化的参数都考虑进去，通过编程、上机求解得到最优解。制动力分配系数和同步附着系数的选择是在制动系基本参数的确定下，使同步附着系数的取值能使其它参数满足绝大多数的经验值要求，以达到获得最佳值的效果。由于空、满载两种状态下，制动力分配系数和同步附着系数的优化在原理上是相同的，所以以下仅优化满载

53、状态下的、值。确定约束条件：由于制动力分配系数和同步附着系数存在以下关系：, 故0 0。根据国外文献推荐，满载时轿车同步附着系数0.6。由于制动力分配系数值恒定，为使其在常遇附着系数范围内，附着系数利用率不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。假定可能遇到的最大附着系数=0.8，故0.8。为保证汽车有良好的制动性能和稳定性，前、后轮同时抱死时的制动力之比 ,该比值应在1.31.6之间。在满足上述四个约束条件下的值，还必须使不同的路面（值不同）上，制动强度满足0.15 q 0.8条件，但对于不同的值，制动强度q的计算方法是不同的。当 时, 。按照上述约束条件，作了一个优化表，见附录。8

54、 结论本设计主要思考了关于制动器结构形式选择、主要参数选择、相关参数计算，其中以参数设计计算过程和零件设计为重点。在设计前期,我就合理安排自己的时间,搜集大量与制动器设计相关的资料,了解了制动器的发展状况,不断与同学,老师沟通交流遇到的种种问题。以下是设计过程中所获得的结论和感悟：（1）对于盘式制动器设计而言，制动力分配系数和同步附着系数是最重要的参数之一，牵扯到许多其他参数，因此，为了更好的确定这两个参数，我作了个优化表，对它们进行优化设计。（2）4个月的设计使我的学习能力，搜索能力，绘图能力得到很好的锻炼，从零碎的知识结构走向系统化，三维绘图的要求，让我加深了对catia的学习和掌握。（3

55、）因为能力有限，在设计过程当中，我也发现了自己存在的不足。比如：对I曲线和曲线掌握不够透彻，在三维绘图过程中，由于对catia不熟悉，遇到许多问题。以后我会花更多时间去学习这些知识，去掌握catia的运用。制动器是伴随着汽车的产生所必不可少的一个系统，而且制动器经过从鼓式到盘式，随着电动汽车的产生又衍生出更多的制动形式，而且新兴的湿式全盘制动器也开始出现在我们的生活中，但是因为产品还处在研发阶段。总之，一系列的科技进步推动了社会的发展。希望通过我的不断学习，能为中国汽车事业增添微薄之力。致 谢经过4个月的学习，搜索，查阅，设计计算，绘图，在老师的指导下，我终于完成了毕业设计。因此，我首先要感谢

56、老师，是他在整个毕业设计中给我的帮助和支持，才让我顺利的完成任务。老师严谨求实的作风，高深渊博的知识，不懈进取的精神，教书育人的责任心，开朗活泼的学术思维，也给我留下很深的印象，使我受益匪浅。在论文即将完成之际，我要向辅导我的导师表示衷心的感谢和崇高的敬意。其次，我还要感谢我们同组同学给我的帮助，通过和他们讨论，解决了许多困惑。 2012年5月参考文献1 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2004 2 余志生. 汽车理论M. 北京：机械工业出版社，2003 3 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，2003 4 林秉华. 最新汽车设计实用手册M， 黑龙江：黑龙江出版社，20

57、05 5 张尉林. 汽车制动系统的分析与设计M.北京：机械工业出社，2002 6 齐志鹏. 汽车制动系统的结构原理与检修M.北京：人民邮电出版社，2004 7 吴植民. 李明丽等译.汽车制动文集M. 北京：人民邮电出版社，2003 8 刘惟信. 汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001 9 成大先. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社，2000 10 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算M. 北京：清华大学出版社，200411 杨晓明 邱清盈 冯培恩 潘双夏. 盘式制动器的全性能优化设计A，中国机械工程 第16 卷第7 期 2005.4 12 陈因达.上海桑塔纳2000Gsi轿车结构图

58、册M.北京：人民交通出版社，198413 唐宇明. 汽车转向制动系设计M. 南京：东南大学出版社，199814 Lijie Li;Hua jiang; Ou yang ;A. R. Abubakar; Numerical Analysis of Car Disc Brake Squeal Considering Thermal Effects J，Springer Berlin Heidelberg，200715 Allan Bachb, Georg T Nielsenc, Per Morgena .Tribological properties of automotive disc brakes with solid lubricantsJ，2009 16 Thomas J. Mackin ，Steven C. Noe . Thermal cracking in disc brakesJ，2008附 录1.优化设计表 2.制动器设计三维图3.转向节设计三维图4.制动盘设计三维图5.制动钳体设计三维图