爱丽舍轿车后轮制动器设计

猛龙哥

摘  要

本设计是针对轿车后轮鼓式制动器进行改造设计，改造的是爱丽舍轿车，将其鼓式制动器改装成浮动盘式制动器。
当今，随着高速公路路网的不断发展，汽车车速得提高以及车流密度的增大，对汽车制动系统的工作可靠性要求日益重要，制动器则是制动系统的执行机构，其性能好坏直接影响汽车的安全。盘式制动器作为鼓式制动器的替代产品，具有结构简单，质量小，热稳定性好，反应灵敏，且借助于制动盘的离心力作用易将泥水污物等甩掉，维修也方便。
本文开篇阐明了盘式制动器的优点所在，然后又分别介绍液压和气压盘式制动器的结构和工作原理。并且对所设计盘式制动器制动盘，制动钳等的设计，校和方法进行了阐述。而后又计算了所设计制动器制动力是否满足要求。最后对制动盘进行了有限元分析。

关键词：盘式制动器；制动钳；制动力

ABSTRACT

It is to carry on the transformation to design to originally design to the car rear wheel drum type brake, the transformation is Elysee car, repack its drum type brake into the a type of floating brake.
Nowadays, with the constant development of the highway network at a high speed, the car speed must be improved and the increase of the density of rate of traffic flow, the working dependability to car brakes is required increasingly importantly, the brake is the executive body of brakes, its quality of performance influences the security of the car directly. The a type brake is regarded as the substitute products of the drum type brake, of simple structure, quality little, hot stability fine, react sensitive, and apt to get rid of muddy water filth,etc. with the aid of centrifugal function of brake disc, it is convenient too to maintain.
This text introductory song expound records of type advantage of brake, introduce hydraulic pressure and atmospheric pressure records of type structure and operation principle of brake respectively. And to records of type brake brake disc designed, design to apply the brake pincers,etc., school and method have explained. And then and design the brake to make power and meet the demands in Institute of Computing Technology. Carried on the analysis of finite element to the brake disc finally.

Keyword: A type brake; Apply the brake to restrain; Make motive force

第1章  绪论

1.1  制动系统简介
汽车制动系统可以分为四种制动系统，即行车制动系统、应急制动系统、驻车制动系统以及辅助制动系统。行车制动系统:使汽车在行驶过程中降低速度甚至停车的制动系统称为行车制动系统。应急制动系统:在行车制动系统失效的情况下，保证汽车能实现减速或停车的制动系统称为应急制动系统。驻车制动系统：用以使已经停止的汽车驻留原地不动的一套装置，称为驻车制动系统。辅助制动系统：为在下长坡时保持稳定车速，避免超速失事，并减轻或能解除行车制动装置负荷的制动系统。
制动系统按能量的传输方式，制动系统又可分为：
机械式---小型拖拉机，农用车；
液压式---轿车、轻型车辆；
气压式---中、重型车辆；
电磁式---中、重型车辆；
同时采取两种以上传能方式的制动系统，又可以称为组合式制动系统，如气顶油制动能量的传输方式。汽车制动系统由执行机构和控制机构组成。
执行机构是产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力(制动力)的部件。除包括制动鼓，制动蹄，制动盘，制动钳，制动轮缸外，还应包括报警装置，压力保护，故障诊断等部件。
控制机构是为适应所需制动力而进行操纵控制，供能，调节制动力，传递制动能量的部件。包括助力器，踏板，ABS等。
制动系统是影响汽车行驶安全的重要部分，应该满足以下功能:
可以降低行驶汽车的车速，必要时可以在预定的短距离内停车，并维持行驶方向的稳定性。
下长坡时能维持一定的车速驻留制动功能，是对己经停驶的汽车，特别是在坡道上停驶的汽车，使其可靠地驻留原地不动。在上坡或下坡过程中停车时，必须稳定地驻留原地不动。
汽车制动性能的好坏直接影响汽车的安全性，其评价指标为：
制动效能，即制动距离和制动减速度；
制动方向的稳定性，即制动时汽车不发生跑偏，侧滑以及失去转向能力；
制动效能的恒定性，即抗热衰退性和水衰退性的能力。
表1—1为一些国家对轿车制动系统的要求：
表1—1各国制动系统性能要求
项目        中国        欧盟（EEC）71/320        瑞典F18        美国105
试验路面        干水泥路面        附着良好                Skid No.81
载重        满载        一个驾驶员或满载        任何载荷        轻，满载
制动初速度        80Km/h        80Km/h        80Km/h        60mile/h
制动稳定性        不许偏出3.7通道        不抱死跑偏        不抱死跑偏        不抱死跑偏3.66m
制动距离
或减速度        ≤50.7m        ≤50.7m,≥5.8m/ S2        ≥5.8 m/S2        ≤65.8m
踏板力        ＜500N        ＜500N        ＜500N        66.7-667N
1.2  盘式制动器优点
与鼓式制动器相比，盘式制动器具有以下突出优点：
(l)热稳定性好
盘式制动器无自增力作用，因而与有自增力的鼓式制动器相比(尤其是领从蹄式)，制动器效能受摩擦系数的影响较小，即制动效能稳定。鼓式制动器受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与制动蹄中部接触，从而降低了制动效能。而盘式制动器中制动盘的轴向热膨胀极小，径向热膨胀根本与性能无关，故不会因此而降低制动效能。
(2)水稳定性好
盘式制动器中摩擦块对制动盘的单位压力较高，易于将水挤出。在车轮涉水后，制动效能变化较小，且由于离心力的作用及衬块对制动盘的摩擦作用，出水后只需一二次制动，性能即可恢复。而鼓式制动器则需多次甚至10余次制动，性能方能恢复。
(3)反应灵敏
盘式制动器刹车片与制动盘之间的间隙相对与鼓式制动器来说要小;此外，鼓式制动器制动行程要比盘式制动器的长，制动鼓热膨胀也会引起制动踏板行程损失，使得制动反应时间变长，而制动盘不存在此现象，故反应较之鼓式制动器更加灵敏。
(4)散热性好
盘式制动器的制动盘采用的是通风盘结构，再加上盘式制动器相对开放的结构，散热性能良好。
(5)在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量较小。
(6)制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会象制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大。
(7)容易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。
除了以上制动性能的优势外，盘式制动器在使用中还有噪音低，符合环保及可靠要求；振动小，改善了乘坐舒适性等优点。
由于具备稳定可靠的制动性能，盘式制动器大大改善了汽车高速制动时的方向稳定性，因此取代传统的鼓式制动器已成为现代制动器发展的必然趋势。
其中液压盘式制动器(以下简称HDB)体积较小，提供的制动力矩也相对较小，一般用于轿车等轻型车辆上，尤其是轿车，盘式制动器几乎已经成为现代轿车的标准配置之一。而气压盘式制动器(以下简称ADB)体积相对较大，提供的制动力矩也较大，故大量应用于客车等中重型车辆上，发展前景非常广阔。
1.3  盘式制动器发展历史与趋势
上个世纪20年代初，盘式制动器就已经问世，但直到30年代后期才开始逐步应用于列车、坦克及飞机的制动上。由于制造技术的进步和人们认识的不断提高，盘式制动器的优点逐渐被汽车设计师们所认识。60年代以来，盘式制动器已经风靡美，日，欧等西方发达国家，广泛应用于轿车和轻，中型车辆的前轮上，一些高级轿车前后轮均采用了盘式制动器。在一些大客车和重型汽车上也得到了广泛应用。目前，西方发达国家轿车配置盘式制动器的比例几乎达到100%。在一些中重型车辆上面，2000年左右，ADB就已经成为欧美国家城市公交车辆的标配，载重车辆的后桥安装率也超过了50%。目前欧美国家生产盘式制动器比较著名的有Boseh，TRW，wabco，Bendix和Knorr等。
我国汽车工业起步较晚，故应用盘式制动器的时间较晚，上世纪80年代虽在一些轿车上开始应用，但大多数是引进国外成品或散件。近些年来，由于我国汽车行业发展迅猛，尤其是轿车等乘用车辆通过与外国公司的合作发展非常之快，也带动了HDB的发展，目前国内生产HDB的技术及工艺相对较为成熟，也具备了自主研发能力，规模相对较大的一些公司有武汉元丰，浙江亚太，浙江万安等。ADB在我国应用则更晚，国内最大的ADB供应商武汉元丰厂成立于1998年。目前ADB形成量产规模的也只有武汉元丰和浙江万安两家。上述几家公司虽然都有一定规模，但是与欧美发达国家公司相比，差距仍然较大。
发达国家盘式制动器的发展目前己进入双盘式制动器和机电一体化的阶段，如图1—1和图1—2所示。

图1—1双盘式制动器图               图1—2机电一体化制动器
1.4  课题的意义及其必要性
盘式制动器散热快、重量轻、构造简单、调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，能显著减少制动距离，为车辆提供可靠的安全保障。同时，能显著减少制动噪声，有效解决制动引起噪声污染。
从市场前景上分析，盘式制动器作为鼓式制动器的替代产品，市场需求量大。随着汽车技术的不断发展，基于人性化设计的低底盘车辆;基于乘坐舒适性的空气弹簧悬架系统;基于使汽车制动时更加可控的ABS、ESP等电子系统都将逐步应用到各种车辆上，盘式制动器能更好的与这些先进的技术匹配，因此，无论是液压还是气压盘式制动器，前景都很广阔。
从技术上看，发达国家盘式制动器制造和研发水平已相当成熟，而我国盘式制动器生产企业由于可以引进先进的设备，制造工艺相对成熟，但研发目前都还处于模仿阶段，对盘式制动器及其与整车的匹配进行深入研究有利于提高我国汽车零配件企业盘式制动器的研发水平，缩小与发达国家的差距。
1.5  课题研究的方法和内容
盘式制动器是由制动钳、制动块、制动盘和其它部件组成，目前，汽车盘式制动器的制动钳大都采用浮钳式结构。显然，具有浮钳式结构的制动钳，其结构对制动器系统的稳定性有很大的影响。为了提高爱丽舍轿车制动器的制动稳定性，论文从改装爱丽舍轿车后轮制动器入手，分析相关数据，研究各部件之间的运动状态，进而对浮动钳盘式制动器各部件进行设计，以改善其制动稳定性。

第2章  盘式制动器结构特点

2.1  压盘式制动器的分类及结构特点
按摩擦副中固定摩擦元件的结构来分，液压盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。
钳盘式制动器由旋转元件(制动盘)和固定元件(制动钳)组成。制动盘是由装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中的摩擦块和促动装置组成。摩擦块是由工作面积不大的摩擦材料和金属背板组成。每个制动器中一般有2~4个摩擦块。两摩擦块之间装有作为旋转元件的制动盘。摩擦块与制动盘的接触面积较小，在盘上所占的中心角一般仅约为300~500，故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，且借助于制动盘的离心力作用易将泥水、污物等甩掉，维修也方便。但摩擦块的面积较小，制动时其单位压力很高，摩擦面的温度较高，因此，对摩擦材料的要求也较高。
钳盘式制动器过去只作中央制动器，现在则J“泛被各级轿车和货车作为车轮制动器。
按制动钳的结构型式，钳盘式制动器又可分为浮动钳式和固定钳式两种。目前应用最为广泛的是浮动钳盘式制动器。
全盘式制动器的旋转元件也是以端面工作的金属圆盘(制动盘)，其固定元件是呈圆盘形的金属背板和摩擦块，工作时制动盘和摩擦块之间的摩擦面完全接触。全盘式制动器只在少数汽车(主要是重型汽车)上作为车轮制动器，个别情况下用作缓速器。
2.1.1浮动钳盘式制动器
浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的，其浮动方式有两种，一种是制动钳可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕—支承销摆动。故有滑动钳盘式制动器和摆动钳盘式制动器之分。
浮动钳盘式制动器的工作原理如图2—1：制动器的制动油缸是单侧的，内摩擦块为活动的，外摩擦块则置于支架上。制动时在油液压力Pl作用下，活塞推动内摩擦块压靠到制动盘，而反作用力P2则动制动钳体连同外摩擦块压向制动盘的另一侧，直到两摩擦块的受力相等为止。当制动结束以后，由于密封圈要恢复原形，对活塞有回位力的作用，活塞得以回位。密封圈既密封又作为回位弹簧。

图2—1浮动钳盘式制动器工作示意图
浮动钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器进一步移近轮毅，同一组摩擦块可兼用于行车制动和驻车制动。由于浮动钳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30℃一50℃，汽化的可能性较小，但由于制动钳体为浮动的，必须设法减少滑动处的摩擦、磨损和噪声。
基于以上优缺点的比较及市场需求，现在大多使用滑动钳盘式制动器。
2.1.2固定钳盘式制动器
固定钳盘式制动器在汽车上的应用较浮动钳式的要早，其制动钳的刚度好，除活塞和摩擦块外无其他滑动件。但由于活塞需分置于制动盘两侧，使结构尺寸较大，布置也较困难;需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高;制动产生的热经制动钳体上油路传给制动油液，易使其因温度过高而产生气泡，影响制动效果。另外，由于两侧摩擦块均靠活塞推动，很难兼用于由机械操纵的驻车制动。图2—2为一典型的固定钳盘式制动器。
固定钳盘式制动器的制动钳体固定在转向节(或桥壳)上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而在制动盘的制动钳体内有两个液压油缸，其中各装有一个活塞，如图2—3。制动钳分为内侧钳体和外侧钳体，由螺栓连接起来，摩擦块由导向销悬装在钳体上，可沿导向销移动。当制动液进入两个活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的摩擦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，回位弹簧将两摩擦块总成及活塞推离制动盘。这种结构型式又称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳盘式制动器。

图2—2固定钳盘式制动器

图2—3固定钳盘式制动器工作原理图
2.1.3全盘式制动器
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，其工作原理犹如摩擦离合器，故亦称为离合器式制动器。使用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，因此多采用油冷式，结构较复杂。如图2—4所示。

















图2—4全盘式制动器结构示意简图
2.1.4本设计所采用的制动器
  
图2-5带驻车制动器的钳盘式制动器
1．制动钳2.制动钳活塞3.活塞密封圈4.推力球轴承5.碟形弹簧6.驻车制动杠杆7.自调螺杆8.碟形弹簧支撑垫圈9.自调螺杆密封圈10.挡片11.自调螺母12.扭簧13.制动块
   图2-5所示为用于汽车后轮的带有驻车制动机械传动装置的浮动钳是盘式制动器的结构图。如图所示，其自调螺杆7穿过制动钳体1得孔，碟形弹簧5迫使自调螺母杆的右端斜面与驻车制动杠杆6的凸轮斜面始终贴合。自调螺杆左端的粗牙螺纹处旋装着自调螺母11。后者的凸缘的左端由扭簧12紧箍着。扭簧左端固定在活塞2上，而另一端则自由的抵靠着自调螺母凸缘。自调螺母凸缘的右侧安装有推力球轴承4，并用固定于活塞2上的挡片10封闭。该轴承与挡片之间的装配间隙，与制动器间隙为设定值时完全制动所需的活塞行程相等。当制动间隙大于设定值而进行行车制动时，活塞在油液压力的作用下左移。当挡片10与轴承4之间的间隙消失后，活塞所受油液推力便通过挡片及推力球轴承作用在自调螺母的凸缘上。由于自调螺杆受驻车制动杠杆的凸轮斜面以及膜片弹簧的限制而不能转动，也不能轴向移动，因此，活塞右移并通过挡片及推力球轴承作用于自调螺母凸缘上的轴向推力便迫使自调螺母转动，并且还随活塞相对于螺杆右移，直至制动器过量间隙消失为止。此时扭簧张开，且扭簧的螺圈直径略有增大。撤除油液压力后活塞密封圈使活塞退回到制动器间隙等于设定值的位置，而扭簧的自由端则因为所受摩擦力矩的消失而转回原位。这样，自调螺母就保持在制动时达到的轴向位置不动，从而使挡片与推力轴承之间的间隙恢复原值。
   当实行驻车制动时，在驻车制动杠杆的凸轮作用下，自调螺杆以及其左端的自调螺母一同右移并使螺母靠近活塞底部。此时由于扭簧的阻碍，自调螺母不可能倒转着相对于螺杆向右移动。因此，驻车制动时的轴向推力也是通过活塞传到制动块上而实现制动。
当解除制动时，在膜片弹簧的作用下，则自调螺杆随驻车制动杠杆回位。
2.2  主要零部件的设计
2.2.1制动盘
制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，活用添加Cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。
制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。带有通风槽的制动盘，其厚度在20mm-22.5mm之间。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在10mm-30mm之间。
制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的圆跳动量、两侧面的平行度及制动盘的不平衡量，下表给出了几种车型这些量的数据。
制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动直径D受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径D选择为轮辋直径的70％-79％，而总质量大于2t的汽车应取其上限。
2-2一些轿车制动盘的参数
车型        表面圆跳动/mm        两侧表面的平行度/mm        静不平衡量/N•cm
奥迪        ≤0.03        ≤0.01        ≤0.5
云雀        ≤0.05        ≤0.03        ≤1.5
奥拓                ≤0.015        ≤1.0
有的文献认为：制动盘的两侧表面不平行度应大于0.008mm；盘的表面摆差不应大于0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。
制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致过大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度不宜过小制动盘可制成实心的，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，通常实心盘厚度可取为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。
爱丽舍轿车轮辋直径为14in(1in=0.0254m)
14in×0.0254m=0.3556m
制动盘直径D=（0.70～0.79）×轮辋直径
=（0.70～0.79）×0.3556m
=249mm～280mm
2.2.2制动钳
制动钳由可锻铸铁KTH370—12或球墨铸铁QT500—7制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金制造可做成整体的，也可以做成两半并有螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有较高的强度和刚度。
一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的轮缸大得多，日本轿车钳盘式制动器油缸的直径最大可达68.1mm或45.4mm。为减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板面。有的将活塞开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制造或由钢制造。为了提高其耐磨损失性能，活塞的工作表面进行镀铬处理，当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，因减少活塞与制动块背板的接触面积，有时也可以采用非金属活塞。
活塞制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后则可减少制动轮毂轴承的合成载荷。
2.2.3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，也有矩形、正方形或长圆形的。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。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液气化或减少制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘一层隔热减震垫。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm~16mm之间，中重型汽车的摩擦衬块的厚度在14 mm~22mm之间。许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的警报装置，以便能及时更换摩擦衬块。
推荐摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若其比值偏大，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，接触面即将减小，最终会导致制动力矩变化大。
2.2.4摩擦材料
制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一参数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小和对人体无害的摩擦材料。
当前，在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂材料，使衬片具有不同的摩擦性能及其他性能。
另一种为编织材料，它是用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织的布，浸以树脂结合剂经干燥后辊压制成。其绕性好，剪切后可以直接铆到人任何半径的制动蹄或制动带上。在100 oC ~120 oC温度下，它具有较高的摩擦系数，冲击强度比模压材料高4~5倍。但其耐热性差，在200 oC ~250 oC以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因为，这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。
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代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。
粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分，掺上石墨粉、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。
各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约0.3~0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取f=0.3~0.35。选用摩擦材料时应考虑到:通常，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。
表2-2列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比，供设计时参考。
表2-2摩擦材料性能对比

有机类        无机类
制法        编织物        石棉模压        半金属模压        金属烧结        金属陶瓷烧结
硬度        软        硬        硬        极硬        极硬
密度        小        小        中        大        大
承受负荷        轻        中        中~重        中~重        中~重
摩擦系数        中~高        低~高        低~高        低~中        低~高
摩擦系数稳定性        差        良        良        良~优        优
常温下的耐磨性        良        良        良        中        中
高温下的耐磨性        差        良        良        良~优        优
机械强度        中~高        低~中        低~中        高        高
热传导率        低~中        低        中        高        高
抗振鸣        优        良        中~良        差        差
抗颤振        —        中~良        中        —        —
对偶性        优        良        中~良        差        差
2.2.5制动摩擦衬片
在GB5763—1998《汽车用制动器衬片》中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中第1类为驻车制动器用;第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用;第3类为中、重型汽车的鼓式制动器用：第4类为盘式制动器用。其摩擦性能见表2-3：
表2-3  汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能
类别        项目                试验温度
                100C        150C        200C        350C
1类        摩擦系数f        0.30-0.70        0.25-0.70        0.20-0.70       
        指定摩擦系数的允许偏差△f        ±0.10        ±0.12        ±0.12       
        磨损率v/ /(N•m)
≤1.00        ≤2.00        ≤3.00       
2类        摩擦系数f        0.25-0.65        0.25-0.70        0.20-0.70        0.15-0.70
        指定摩擦系数的允许偏差△f        ±0.08        ±0.10        ±0.12        ±0.12
        磨损率v/ /(N•m)
≤0.50        ≤0.70        ≤1.00        ≤2.00
3类        摩擦系数f        0.25-0.65        0.25-0.70        0.25-0.70        0.20-0.70
        指定摩擦系数的允许偏差△f        ±0.08        ±0.10        ±0.12        ±0.12
        磨损率v/ /(N•m)
≤0.50        ≤0.70        ≤1.00        ≤1.50
4类        摩擦系数f        0.25-0.65        0.25-0.70        0.25-0.70        0.25-0.70
        指定摩擦系数的允许偏差△f        ±0.08        ±0.10        ±0.12        ±0.12
        磨损率v/ /(N•m)
≤0.50        ≤0.70        ≤1.00        ≤1.50
本设计所采用的制动盘直径为260mm，制动盘厚度为11mm。
2.3  本章小结
本章通过对盘式制动器分类及结构的介绍，以及在网络和书籍上查找到的数据资料与权威论文，选出要应用在本设计的制动器类型，并对其制动盘，制动钳，制动摩擦衬片等材料进行了设计计算。

第3章  盘式制动器布置
3.1  制动力匹配
制动力的匹配是在进行汽车制动系统设计时最重要也最复杂的一环，其中前后(对两轴车而言)制动力分配则是制动力匹配的核心部分。对于三轴及三轴以上车辆来说，制动力如何分配更是复杂。制动力匹配不仅要考虑整车参数，车型的使用情况(包括行驶制动工况，路况，气候等)，还要符合相关的法规。其中我国与汽车制动性能相关的法规主要是GB7285和ZBT24。
3.1.1汽车制动时的受力及相关分析
3.1.1.1汽车制动时受力分析

图3—1汽车制动时受力示意图
图3—1为两轴汽车制动时受力示意图，图中忽略了汽车的滚动阻力偶矩气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩，其中：Z1车制动时水平地面对车轮的法向反力，单位N；Z2为汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，单位N；L为汽车轴距，单位mm；L1为汽车质心到轴的距离，单位mm；L2为汽车质心到后轴的距离，单位mm；hg为汽车质心高度，mm；G为汽车所受重力，单位N；m为汽车质量，kg；FB1为前轮地面制动力，单位N；FB2为后轮地面制动力，单位N；对后轮接地点取力矩可以得到：
Z1L2+m(du/dt)hg                      (3-l)
对前轮接地点取力矩，可以得到:
                    Z2L=GL1-m(du/dt)hg                   (3-2)
上两式可以求得地面的法向反力为:
                                        (3-3)
                                        (3-4)
若在不同附着系数的路面上制动，前后轮都抱死(不论是同时抱死，还是分别先后抱死)，此时 ，或 地面作用于前后轮的法向反用力则为:
                   (3-5)
                   (3-6)
3.1.1.2 I曲线
前面己经指出，制动时前后轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车的方向稳定性均较为有利。此时前后轮制动器制动力 和 的关系曲线，常称之为理想的前后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数β的路面上，前后轮同时抱死的条件是:前后轮制动器制动力之和等于附着力;并且前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即同时满足下列三个式子:



或满足下列二式：


将(3-5)和(3-6)代入上式，可以得到:
                                             (3-7)
                                (3-8)
消去变量 ，则可以得到前后制动器制动力的关系式了：
                 (3-9)
     由式(3—7)画成的曲线即为前后车轮同时抱死时前后轮制动器制动力的系曲线—理想的前后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3—2所示应当指出的是，I曲线是踏板力增加到前后轮同时抱死拖滑时的前后轮器制动力的分配曲线。车轮同时抱死时， ， ，所示I曲线也是车轮同时抱死时 和 的关系曲线。
还应进一步指出，汽车前后轮制动器制动力常不能按I曲线的要求来分配制动过程中常是一根轴先抱死，随着踏板制动力的进一步增加，接着另外一根轴抱死。显然I曲线还是前后轮都抱死后的地面制动力FB1与FB2，即 和 的关系曲线。
本设计车型所给定的整车参数：
汽车轴距L: 2540mm.
汽车空载及满载时的总质量： 空载=1150kg   满载=1525kg
空满载时的前轴负荷：       空载=701.5kg  满载=747.25kg
          后轴负荷：       空载=448.5kg  满载=777.75kg
质心高度:        空载=620mm    满载=600mm  
3.1.1.3具有固定比值的前后制动器制动力与同步附着系数
   不少两轴汽车的前后制动器制动力之比为一固定值。常用前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数并以符号β表示，即
β=
由上式可以得到：         ,
且:                                        (3-10)
若用 表示，则 为一直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为: tgθ=(1-β)/β.
这条直线为实际前后制动器制动力分配线，简称β线，如图3—2所示。图中β线与I曲线(满载)交于某一点，此时的附着系数等于 。β线与 I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是由汽车参数的结构决定的，反映汽车制动性能的一个参数。
同步附着系数说明，前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在同一种附着系数，即同步附着系数路面上制动时才能使前后轮同时抱死。同步附着系可以用解析法求得。设汽车在同步附着系数路面上制动时，此时前后轮同时抱死，综合式(3—7)，(3—8)，(3—10)可以得到下式:


图3—2f、r线组与β线
下面利用β线，I曲线，f与r线组分析货车在不同Φ值路面上的制动过程。货车的同步附着系数汽=0.39，其中β线，I曲线，f与r线组如图3—2所示。
    (l)当必Φ<Φo几时，设Φ=0.3，制动开始时，前后制动器制动力 和 按β线上升，上升到A点时，β线与Φ=0.3的f线相交，前轮开始抱死，此时的制动减速度是0.27g。此时的地面制动力FB1和FB2:已符合后轮没有抱死而前轮先抱死的状况。如果驾驶员继续增加踏板力，FB1和FB2将会沿f线变化，前轮的地面制动力FB1不再等于 ,但继续制动，前轮法向反作用力增加，故FB1会沿f线稍有增加。但因后轮未抱死，所以踏板力增大，FB1和FB2沿β线上升，FB2仍等于 而继续上升。当 至A,点时，f线与I曲线相交，此时后轮达到抱死时所需的地面制动力FB2(也即后轮的地面附着力)，于是前后轮都抱死，汽车获得的减速度为0.3g。
由此可见，β线位于I曲线下方时，制动时总是前轮先抱死。前轮先抱死虽是一种稳定工况，但是丧失转向能力。
(2)当Φ>Φo时，设Φ=0.7，制动开始时，前后车轮均为抱死，故前后轮地面制动力和制动器制动力均沿β线增长，到B点时，β线与势Φ=0.7的f线相交，地面制动力符合后轮先抱死的状况，后轮开始抱死，此时的减速度是0.6g。从B点以后，再增加踏板力，FB1和FB2将会沿Φ=0.7的r线变化。但是继续制动时，后轮法向反作用力有所减少，因而后轮的地面制动力沿r线有所下降。但前轮未抱死，当 和 沿β线增长时，始终有FB1= 。当 和 到B，点时，r线与I曲线相交，此时前轮达到抱死时所需的地面制动力FB1，前后轮均抱死，汽车获得的减速度为0.7g。                  
由此可见，β线位于I曲线上方时，制动时总是后轮先抱死。因而容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。
3.1.2制动力匹配实例
在进行实际制动力匹配时，整车参数确定意味着整车所需的制动力也确定了。制动力应满足整车的需要，也应满足法规所规定的要求。这里需要指出的是，由于车辆在行驶过程中，除了行驶在同步附着系数路面上以外，是不可能同时抱死的，针对不同的车型所行驶的路况，所需求的前轮或后轮抱死情况也是不同的。比如说，货车经常行驶于山路等多弯路况，是不允许制动时前轮抱死的，因为前轮先死失去转向能力比后轮先抱死发生侧滑的危险性要大。而在雨较大的平原地区，则汽车后轮先抱死发生侧滑所造成的交通事故可能性更大。
   在不采取比例阀等控制装置时，制动力分配曲线如图所示：

图3—3  实际制动力分配的三种情况
A-主要考虑满载，同步附着系数较小。但在空载或半空载时后轮易抱死产生侧滑。
B-兼顾空满载两种制动工况要求。同步附着系数大，这是一般车辆设计师所采用的。
C-主要考虑空载工况。没有同步附着系数，经常发生前轮首先抱死失去转向能力的情况，在山区的车辆不能采取这种方案。
由图可知，β线是我们想要的，它与空满载时的理想动力分配曲线都要相交，对各种不同Φ值路面的适应能力较理想，是一般时应参考的模型。
3.1.3利用附着系数
为了防止后轴侧滑和前轮失去转向能力，汽车在制动过程中最好既不出现后轴车轮先抱死的情况，也不出现前轴车轮先抱死或者前后车轮都抱死的情况。所以应当以即将出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的最高减速度。
从以上分析可知，若在同步附着系数的路面上制动，则汽车的前后轮同时达到抱死的工况，此时的制动减速度为du/dt=zg，z称为制动强度。显然，z=Φo，Φo为同步附着系数。在其它附着系数路面上制动时，达到前轮或后轮抱死时的制动强度要比路面附着系数小。即不出现前轮或后轮抱死时的制动强度必小于地面附着系数，也就是z<Φ。因此可以说，只有在Φ=Φo的路面上时，地面附着系数均得到较好的利用。而在 或 的路面时，出现前轮或后轮抱死，地面附着系数均得到较好的利用。这一点在上述分析中可以看出，这个结论也常常这样来描述:汽车以一定的减速度制动时，出去制动强度z= 外，不发生车轮抱死时所要求的(最小)路面附着系数总大于其制动强度。这个要求的路面附着系数称之为汽车在该制动强度时的利用附着系数。显然利用附着系数越接近制动强度，地面的附着条件发挥得越充分，汽车的制动力分配也越合理。通常以利用附着系数与制动强度的关系曲线来描述汽车制动力分配的合理性。下面分别将求出前轮或后轮提前抱死时，前轴和后轴的利用附着系数。
前轴的利用附着系数可按下式求出:
设汽车前轴或前后轴同时刚要抱死时产生的减速度为du/dt=zg，式中z为制动强度。则有如下关系式:

又
由此可以得到前轴的利用附着系数 可以如下方法求得：

由此可以得到前轴的利用附着系数。
3.2  空间匹配
液压盘式制动器在安装时，与其相关的有轮輞，轮毂，制动盘等，有时候由于结构等原因，无法直接安装，尤其是在鼓改盘的时候，则需要采用安装板等过渡连接装置。在保证其结构强度的前提下，要尽可能的减轻其重量。














图3—4轮边系统剖视图
如图3—4所示，1处制动钳背部的最大外圆弧为其加强筋的外圆弧，通常为保证制动钳的结构强度，此处设有加强筋。加强筋外圆弧中心与轮辆中心是重合的，在保证制动钳背部厚度(也即保证制动钳的结构强度)的条件下，一般应有6mm以上的间隙。有些使用充气轮胎的轮边系统必须把气门心的径向尺寸考虑进去，假设气门心的径向尺寸为d，那么间隙值就应该大于6+d。2处就对制动器轴向尺寸进行了限制，此处也应留有一定的间隙，此外，有些使用充气轮胎的轮边系统必须把气门心的轴向尺寸考虑进去，避免干涉。与轮毅有配合关系的主要是支架，支架在其安装孔的下端面圆弧(图3—5中的1处)必须保证支架的结构强度和制动半径(支架的位置与制动半径相关)的同时，也必须保证其与其下方的轮毅外圆端面(图3—5中的2处)留有一定间隙，以免发生干涉。


图3—5支架轮毂配合示意图
与制动盘的安装关系如图3—6所示:


图3—6支架制动盘配合示意图
支架弓背是用来保证支架强度的，但是通过3.1节的分析知道，它会引起制动噪音。因此，在通过结构设计预防制动噪音且保证强度的同时，也要保证其不与制动盘干涉(如图3—6中所示，1处为支架弓背的内圆弧，2处为制动盘的)。
此外，支架内圆弧与和卡钳内圆弧部分设计时一般是与制动盘同心的，并且间隙的经验值为2.5mm以上，因此这一部分需要综合考虑制动力和结构强度以及空间匹配之间的关系。
3.3  本章小结
本章主要是对所设计的制动器制动力与整车制动性能匹配关系的计算，并考虑了设计出的制动器与原车架结构是否产生运动干涉，得出结论所设计出的制动器附和相关法规的要求。

结  论

本文是针对爱丽舍轿车后轮鼓式制动器进行的改装设计，在该车上加装钳盘式制动装置，使其制动性能有所提高。本文基本上说明了整个设计过程，包括制动盘制动钳的设计与计算。在设计过程中出现了一些问题，以前对制动器不是很了解，对这方面的知识了解相对教少，要对制动器进行改装设计，感到有一定难度。仅靠在网上查找到的资料是不够的，在得到我的指导教师郭新华老师悉心指导的同时，我又同爱丽舍轿车维修店进行了详细的咨询，这才使我对爱丽舍轿车有了进一步的了解。由于我的知识水平有限，所以在我的设计中会存在一些错误，希望各位老师能批评指正。
汽车盘式制动器，目前正在发展之中，各种技术还需要进行完善，但是在科学技术飞速发展的前提下，汽车盘式制动器必将会取代传统的鼓式制动器，成为汽车制动器的发展趋势。
设计中会存在一些错误，希望各位老师能批评指正。
综合考虑制动法规和制动时汽车的受力状况，对所设计的制动器进行最优化设计。
致 谢

毕业设计的结束，一种成就感油然而生，毕竟从准备到结束经历了长达3个月的时间，这个过程得到了许多人的帮助，没有他们的帮助，设计无法顺利完成，因此，在这里要对他们表示感谢。
感谢我的指导教师郭新华主任，他治学严谨，在学业上对我要求严格，在生活上十分关心，并给我提供了难得的参与实践的机会，使我受益匪浅。感谢汽车工程系所有老师，他们为我的设计提供了许多参考资料，在论文撰写过程中也给出了许多意见和帮助。
感谢我的同学们，他们给我提供了许多参考资料，在论文设计过程中也给与了许多意见和帮助。
最后感谢我的父母，他们给了我生命，一直支持我的学业，没有他们就没有我的今天。

参考文献

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[15]董鹏.盘式制动器及其与整车匹配的研究.武汉理工大学.2007，
附录1

Domestic and international research current situation and existing problem
Mechanism taking place in vibration sum noise of applying the brake
It is launching on the basis of drum type brake that the early vibration noise of applying the brake is studied, and the day of the brake with a type
The extensive application of benefit, the vibration noise causes people's attention too to apply the brake. The grinding of vibration noise of applying the brake of the a type brake Studied carefully and started it in the thirties of last century, had already solved many project problems and set up various strength theoretically at present Study models. Up until now, the research of this field has design been from brake to power alreadied from mechanism to analytical method.
Study the system, operating mode and a large amount of research work for the relevance development of the environment for use from producing the factor in noise to applying the brake; However, because of the keen competition environment of the auto industry, make a large number of research results inconvenient and publish and exchange, Measures produced in inhibition vibration and noise adopted are basically all experience while causing in the project at present.
Applying the brake mechanism of the noise is studied, the present explanation can be being divided into two kinds: Surge vibration sum by oneself "  Focus
(hotsPot) " Theory.
Most researchers study the noise of applying the brake in term of surging vibration by oneself, initial research shows that rubs vibration
Cause the main reason rank 7 of vibration noise of applying the brake ]. In respect to rubing mechanism, two characteristics of the coefficient of friction are quiet
Wipe coefficient p, is greater than moving the coefficient of friction pd; The coefficient of friction p is with slipping the increase of the pace Vr relatively on certain block
And reduce. The former might lead to the fact the system to glue slipperily (Stick a Slip) The phenomenon but the latter causes the systematic one to be defeated by the damping effect, when own damping of the system is not very great, systematic vibration may be dispersed, cause the vibration noise. But because defy vibrant research to only involve rubing the friction characteristic of pair by oneself, therefore, fail to well solve the brake Vibration noise question. The 1971 Spur [the research of 81 showed: P with vr have nothing to do, apply the brake noise can take place still, on the contrary, p one Vr curve shoulder slope heavy friction packs of characteristic can initiate noise of applying the brake perhaps either very. And Has also proved the brake to the drum type and a type, even. It is a constant, the noise can still take place to apply the brake.
Some experimental study embodiments indicate too that only consider rubing one pair of characteristics and can't describe far that apply the brake in the mechanism emerging in noise, For example the experimental study of Rhee shows: Rise as rubing the interface temperature, is rubed the membrane ownly to take shape, rub the department Count and remain stable, and apt to scream instead at this moment. The branch of the mechanism of the vibration noise is that another explanation applies the brake "  Focus (hetsPot) " The theory, this theory thinks it causes the vibration noise that the surface of brake disc produces the focus in the course of applying the brake. It find judder frequency and vehicle pace test with "  The focus " The figure is correlated with. Further prove. Caused by the change of a thickness, and hotjudder is by " focus " Cause. To " focus "  Analyses further involve there aren't it,analyze can calculate for steps an " focus "s different as records of type brake structure close theory model The critical speed distributed, i.e. unstable speed.
Correspond to different steps time have different critical speed, and frequency does not change within the range of certain speed; This Outside, theory critical speed obtained to analyze often very high, with apply the brake, scream, take place in middle knot of low-speed often this Fruits are inconsistent too. Have only discussed the geometirc size (one is thick) of one in theory model To critical speed Influence, this can't solve the noise problem of real applying the brake far. Up till now, " focus " There is not the research of the theory
In terms of analyze model but also a finite element model to the actual brake"  The focus " Emulation the getting getting more more complete still,still more No See the report that the actual issue concerned solved. Most literature is based on reality, probe into and inhibit the noise question from increasing the angle of systematic damping, for example add and separate shaking slice to the brake. It is effective to increase the high-frequency noise question that the damping inhibits the noise from directed primarily to frequency above SKHzing, because of the complexity of damping modeling, still nobody analyzes from the theory the angle divides the damping method at present Analyse, how to confirm damping size, the position and research how to realize in structure to still need to different situations Further work.
Research approach of vibration sum noise of applying the brake
Up until now, people have already analyzed and tested hologram, laser Doppler's analysis, finite element Modal technology,etc. introduce to the vibration of the brake and in the noise research, have made a large number of achievements. Holographic license Looks technology has shown to people the vibrant true shape in the course of applying the brake; Unity of finite element and modal analysis,
Make it become possible to set up the vibrant mathematical model that accorded with reality, all these setting up to brakes Count and analyze that has offered the facility.
While analyzing, synthesizing and predicting the system, need to provide the systematic dynamic characteristic. Reality at this moment .The system may not finish or be in consideration in factors such as economy, security,etc. yet, it is unable to go on through the test Prove, the need realizes this requirement with the aid of system emulation often. The so-called system emulation means that utilizes calculating The machine comes to operate the artificial model, imitate the operation state of the actual system and course changing over time, pass correctly Artificial operation observation and statistics of course, obtain artificial artificial output parameter and basic characteristic of system, with  This infers and estimates the true parameter of the actual system and true performance.

附录2

早期的制动振动噪声研究是基于鼓式制动器而开展，而随着盘式制动器的日益广泛应用，制动振动噪声也引起人们的重视。盘式制动器制动振动噪声的研究始于上世纪三十年代，目前已解决了不少工程问题并从理论上建立了各种力学模型。迄今为止，该领域的研究已从机理到分析方法，从制动器设计到动力学系统，从噪声产生因素到制动工况与使用环境相关性开展了大量的研究工作;然而，由于汽车工业的激烈竞争环境，使大量的研究成果不便公开发表和交流，致使目前在工程中所采用的抑制振动和噪声产生的措施基本上都是经验性的。在制动噪声的机理方面的研究，目前的解释可分为两类:自激振动和“热点(hotsPot)”理论。
大多数研究者从自激振动的角度研究制动噪声，最初的研究认为摩擦振动是引起制动振动噪声的主要原因阶7]。就摩擦机理而言，摩擦系数的两个特征静擦系数p、大于动摩擦系数pd;摩擦系数p在一定区间随相对滑动速度Vr的增大而减小。前者可能导致系统出现粘滑(Stick一Slip)现象而后者则导致系统的负阻尼效应，当系统本身的阻尼不太大时，系统振动可能发散，引起振动噪声。但由于自激振动的研究只涉及摩擦副的摩擦特性，因而，未能很好地解决制动器的振动噪声问题。1971年Spur[81的研究表明:p与vr无关时，制动噪声仍可以发生，反之，p一Vr曲线负斜率很大的摩擦副特性也不一定会引发制动噪声。而亦证明了对于鼓式和盘式制动器，即使。为常数，制动噪声仍可发生。一些试验研究实例也表明仅考虑摩擦副特性远不能描述制动噪声产生的机制，例如Rhee的试验研究表明:当摩擦界面温度升高，摩擦膜己经形成，摩擦系数保持稳定，而此时反易于发生尖叫。另一个解释制动振动噪声机理的分支是“热点(hetsPot)”理论，该理论认为制动盘表面在制动过程中产生热点导致振动噪声。通过试验发现judder频率与车辆速度和“热点”数目相关。进一步说明。由盘厚度的变化所引起，而hotjudder由“热点”引起。对“热点”的进一步分析涉及到其产生机理，与盘式制动器结构相近的理论模型分析可计算出对应不同阶次“热点”分布的临界车速，即不稳定车速。
对应不同阶次有不同的临界车速，而且在一定的车速范围内频率是不变的;此外，理论分析得出的临界车速往往很高，这与制动尖叫常发生在中低速的结果也是不一致的。理论模型只讨论了盘的几何尺寸(盘厚)对临界车速的影响，这远不能解决实际的制动噪声问题。到目前为止，“热点”理论的研究无论是解析模型还是有限元模型对实际制动器“热点”的仿真尚不完善，更没有见到有关实际问题解决的报道。大多文献是基于实际，从增加系统阻尼角度探讨抑制噪声问题，例如对制动器加隔振片。增加阻尼抑制噪声主要针对频率SKHz以上的高频噪声问题才有效，由于阻尼建模的复杂性，目前还没有人从理论分析角度对阻尼方法作出分析，如何针对不同情况确定阻尼大小、位置以及在结构中如何实现的研究仍需进一步的工作。
制动振动和噪声的研究方法：
迄今为止，人们已经把全息照相、激光多普勒分析、有限元分析以及试验模态技术等引入到制动器的振动和噪声研究中，并取得了大量的成果。全息照相技术向人们展示了制动过程中振动的真实形态;有限元及模态分析的统一，使得建立与实际相符合的振动的数学模型成为了可能，这些都对制动系统的设计和分析提供了便利。
在对系统进行分析、综合和预测时，需要给出系统的动态特性。此时实际系统可能尚未完成或者处于经济性、安全性等因素的考虑，无法通过试验进行验证，往往需要借助于系统仿真来实现这一要求。所谓系统仿真是指利用计算机来运行仿真模型，模仿实际系统的运行状态及随时间变化的过程，并通过对仿真运行过程的观察和统计，得出被仿真系统的仿真输出参数和基本特性，以此来推断和估计实际系统的真实参数和真实性能。

carcaryan

一般一般，作为毕业设计还可以，用于车型方案设计欠缺点东西，佐证的资料老了点，相关不大灌水的东西较多，后器鼓改盘，助力器没有考虑，驻车系统没涉及。。。。。

sunshine_0108

学习一下，就要做毕设了。