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广西工学院
2011届毕业设计（论文）
说明书
课题名称 微型客车盘式制动器设计
系 别 汽车工程系
专 业 汽车服务工程
班 级
学 号
姓 名
指导教师
2011年 5 月 29 日
摘 要
本文首先对汽车制动器原理和对各种各样的制动器进行分析,详细地阐述了各类制动器的结构,工作原理和优缺点.再根据微型客车的车型和结构选择了适合的方案.根据市场上同系列车型的车大多数是滑钳盘式制动器,而且滑动钳式盘式制动器结构简单,性能居中,设计规范,所以我选择滑动钳式盘式制动器.本文探讨的是一种结构简单的滑动钳式盘式制动器,对这种制动器的制动力,制动力分配系数,制动器因数等进行计算.对制动器的主要零件如制动盘、制动钳、支架、摩擦衬片、活塞等进行结构设计和设计计算,从而比较设计出一种比较精确的制动器.本文所采用的设计计算公式均来自参考资料.
关键词:盘式制动器 ，制动力, 制动力分配系数, 制动器因数
ABSTRACT
This paper first principle of the car brake and brake on a wide range of analysis,a detailed exposition of the structure of various types of brake, and the advantages and disadvantages of working principle. Accordance with Minibus models and structure chosen for the programme. Under series models on the market with most of the cars leading trailing, and leading trailing simple structure, performance, middling, design specifications, so I chose to receive from the Sliding Disc brake. This paper is a simple structure recipients from the Disc brake, the brake system of this power, braking force distribution coefficient, such as brake factor calculation. brake on the main parts such as brake pan, brake caliper, bracket, friction linings, piston for structural design and design, design and comparison A more precise brakeused in the design
of this formula are calculated from the reference.
Key words: disc brakes, power system, power distribution coefficient system, brakefactor
目 录
第1章 绪论 1
1.1 制动系的功能 1
1.2 车轮制动器 1
1.2.1车轮制动器的分类 1
1.2.2车轮制动器的工作原理 2
1.3 制动系的要求 2
1.4 盘式制动器 3
1.4.1盘式制动器的特点 3
1.4.2盘式制动器的优点 3
第2章 方案论证 6
2.1 制动器的主要类型 6
2.2 制动器的工作原理 6
2.2.1鼓式制动器的工作原理 6
2.2.2盘式制动器的工作原理 7
2.2.3盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点： 7
2.3 盘式制动器方案比较 8
2.3.1 固定钳式盘式制动器 8
2.3.2 浮动钳式盘式制动器 9
2.3.3 全盘式制动器 9
第3章 制动器的设计计算 11
3.1 设计要求 11
3.2 整车参数 11
3.3 受力分析 11
3.4 同步附着系数的确定及计算 14
3.5 制动力、制动强度、附着系数利用率的计算 17
3.5.1满载时的情况 17
3.5.2 空载的情况 18
3.6 制动器最大制动力矩的计算 20
3.7 主要零部件的结构设计 21
3.7.1制动盘 21
3.7.2制动块 22
3.7.3制动钳 23
3.7.4密封圈 24
3.8 制动器因数及制动距离的计算 26
3.8.1制动器因数的计算 26
3.8.2制动器距离的计算 26
3.9 校核计算 27
3.9.1 摩擦衬块的磨损特性计算 27
3.9.3 盘式制动器制动力矩的校核 29
3.10 驻车制动计算 32
3.11 计算结果 33
总结 34
参考文献 36
附录A 37
第1章 绪论
1.1 制动系的功能
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。
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。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车下短坡时保持的适当稳定车速。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。
汽车制动系统应具备以上的功能。这些功能是设置在汽车上的一套专门的装置来实现的。这些装置是由制动控制机构和执行机构来组成的。也就是由供能装置、操纵机构、传动机构、制动器、调节制动力装置、制动防抱装置、报警装置和压力保护装置等组成。
1.2 车轮制动器
1.2.1车轮制动器的分类
制动器是制动系中产生阻止车辆运动或运动趋向的力的机构。车轮制动器是行车制动系的重要部件。目前各类汽车所使用的车轮制动器可以分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件是制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件为圆柱状的制动盘，以端面为工作表面。他们的旋转元件都固装在车轮或半轴上，制动力矩直接分别作用于两侧车轮上的制动器。
图1-1 鼓式制动器示意图
图1-2 盘式制动器示意图
1.2.2车轮制动器的工作原理
图1-3为车轮在良好的硬路面上制动时的受力情况[1]。
图1-3 制动器车轮受力
Tf是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑转时的摩擦力矩，单位是N•m；FB是地面制动力，单位为N; W为车轮垂直载荷、TP车轴对车轮的推力、FZ为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为N。
显然，从力矩平衡得到
FB=Tf/r (1-1)
式中r──为车轮的有效半径，m；
Tf──制动器制动力矩，N•m。
地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但是制动力只取决于制动蹄和制动鼓（制动钳与制动盘）间的摩擦力和轮胎与地面间的摩擦力。
在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号Ff表示。它相当于把汽车架离地面，并踩住制动踏板，在轮胎周缘沿切向方向推动车轮直至它能转动所需的力，显然
Ff= FB=Tf/r (1-2)
当驾驶员松开制动踏板时，在回位弹簧的作用下，制动蹄与制动鼓（制动钳与制动盘）的间隙又得以恢复，从而解除制动。
可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力。产生及控制制动力的装置称为制动系。现代汽车的制动装置都是利用机械摩擦来产生制动作用的。
1.3 制动系的要求
汽车制动系应满足以下要求：
（1） 应能适应有关标准和法规的规定。
（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。
（3） 工作可靠。
（4） 制动效能的热稳定性要好。
（5） 制动效能的水稳定性要好。
（6） 制动时的汽车操纵稳定性要好。
（7） 制动踏板和手柄的位置和行程要符合人-机工程学的要求。
（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的制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间。
（9） 制动时不应产生振动和噪声。
（10） 制动系的机件应使用寿命长，造价低的材料，并且不能对人体有害。
1.4 盘式制动器
1.4.1盘式制动器的特点
盘式动器散热快，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，热稳定性、水稳定性好。
1.4.2盘式制动器的优点
1）盘式制动器在液压的控制下制动力大且稳定，其制动效能远高于鼓式制动器。鼓式制动器，由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动蹄片和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。盘式制动盘直接裸露在空气中，散热性很好。但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。在轿车领域中，盘式制动有逐渐取代鼓式制动的趋向。随着材料科学的发展及成本的降低，盘式制动器将逐步取代鼓式制动器。
2）在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式动器的质量和外形尺寸要比鼓式制动器的小。
3）盘式的摩擦块比鼓式的摩擦衬片在摩损后更易更换，结构简单，维修保养容易。
4）制动盘与摩擦块的间隙小（0.05～0.15mm）[2]，这就缩短了活塞的操作时间，并使制驱动机构的力传动比有增大的可能。
5）制动盘的热膨胀不会像制动鼓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结构设计得于简化。同时在制动盘上铸有加强筋，以提高制动盘的强度和铸造的工艺性能。另在制动盘上开了许多小孔，加速通风散热、提高制动效率。
6）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不得能均匀一致地平稳制动。
7）能方便地实现制动器摩损报警，以便于工作及时更换摩擦片。
1.4.3国内外汽车盘式制动器发展状况
1）国外盘式制动器研发情况介绍
国外汽车研发机构经过多年的研究和试验，气压盘式制动器在所有的主要性能方面都优于传统的鼓式制动器，并将其广泛使用在新型的载重汽车上。现在一些欧洲汽车公司制造的汽车上，均已开始大量使用气压盘式制动器总成（这种气压盘式车轮制动器装配组装在汽车的前后车桥总成上）。气压盘式制动器与传统的鼓式制动器相比在制动性能等方面的有明显的优势，主要表现在以下几个方面。
制动力和安全性：在间断制动状态下，鼓式与盘式制动器的制动能力相差不大。但盘式制动器在制动响应和制动控制方面的表现更好一些。但在连续制动过程中，两种制动器的差别很大。在长距离的坡路上驶下（如下山），盘式制动器在固定的制动压力下，完全不失去初始性能，汽车能全程保持一定的速度行驶。相反，装有鼓式制动器的汽车，为保持速度，须逐渐增加制动压力。持续制动后，在同等制动压力下，盘式制动器产生的制动力只是略有下降，而鼓式制动器的制动力下降非常大，这两种制性动器的安全因数有着很大的差别。
结构和成本：盘式制动器系统包括盘、衬垫、缸和卡钳，其零件数少于鼓式制动器系统，同类车型相比其总成的总质量比鼓式制动器低18%。盘式制动器总成可以作为一个完整的部件送到车桥装配线，此部件即包括了盘式制动器的所有零件。这样就有一个特别的优越性，就是可以把所有机械功能预调好的、经过试验的装置提供给用户，因而产品的责任有了明确规定。
维修保养：盘式制动器的整套操作机构密封在外壳中，经润滑以延长其寿命。所以盘式制动器几乎是无需维修的，维修主要是更换磨损零件，即衬垫和盘。而且，更换衬垫所需的时间也比更换鼓式制动器材套所需的时间少80%。这意味着不仅可以节省维修成本，还能大大缩短非运营时间。
电子制动控制系统（EBS）：盘式制动器由于采用简单且相当成熟的操作机构，因而具有特别高的效率。其提供的制动灵敏性使EBS系统能够实现一些强而有效的控制作用，用以缩短制动距离，提高车辆的稳定性和磨损率。盘式制动器在响应方面的特性，表现在每个车轮制动相差很小，每个车轴的左右车轮之间的磨损分配均匀。
2）国内汽车盘式制动器应用情况
随着我国汽车工业技术的发展,特别是轿车工业的发展,合资企业的引进，国外先进技术的进入，汽车上采应用盘式制动器配置才逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性，满足人们不断提高的生活物质需求、改善生活环境等方面都发挥了很大的作用。
在轿车、微型车、轻卡、SUV及皮卡方面：在从经济与实用的角度出发，一般采用了混合的制动形式，即前车轮盘式制动，后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%[3]，所以前轮制动力要比后轮大。生产厂家为了节省成本，就采用了前轮盘式制动，后轮鼓式制动的混合匹配方式。采用前盘后鼓式混合制动器，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动性能的要求比较高，这类前制动器主要以液压盘式制动器为主流，采用液压油作传输介质，以液压总泵为动力源，后制动器以液压式双泵双作用缸制动蹄匹配。目前大部分轿车(中档类如夏利、吉利、神龙富康、上海华普、捷达)、微型车（长安之星、昌河、丰田海狮、天津华利、江铃全顺）、高端轻卡（东风小霸王、江铃、瑞风、南京依维柯）、SUV及皮卡（湖南长丰、江铃皮卡）等采用前盘后鼓式混合制动器。2004年我国共产此类车计110万辆以上。但随着高速公路等级的提高，乘车档次的上升，特别上国家安全法规的强制实施，前后轮都用盘式制动器是趋势。
3）未来汽车盘式制动器的研究应注重以下几个方面的问题：
（1）提高制动效能、防止尘污和锈蚀；
（2）减轻重量、简化结构、降低成本；
（3）电子报警和智能化系统的发展；
（4）实用性更强与寿命更长。
盘式制动器在汽车的应用上，一般是由于受车轮轮毂的外形尺寸限制,在小型车上大量使用的是液压盘式制动器,以配合整车的液压制动回路的匹配；随着汽车工业技术的发展,特别是重型汽车轿车化的配置要求，重型车使用气压盘式制动器已经十分普遍，欧洲汽车公司制造的汽车上，均已开始大量使用气压盘式制动器总成。
第2章 方案论证
2.1 制动器的主要类型
制动器是具有使运动部件(或运动机械)减速、停止或保持停止状态等功能的装置。是使机械中的运动件停止或减速的机械零件。俗称刹车、闸。制动器主要由制架、制动件和操纵装置等组成。
目前，广泛使用的是摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式、盘式和带式三种。①鼓式制动器分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两类。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，制动时，利用制动鼓的内圆柱面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩。②盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧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。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩以阻止车轮转动。③鼓式制动器的带式制动器只用作中央制动器，这里不做考虑。
2.2 制动器的工作原理
2.2.1鼓式制动器的工作原理
典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵）、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似园鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。
在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行增力或自行减力的作用。因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的2～2.5倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。
为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。
2.2.2盘式制动器的工作原理
盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动。制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧。分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好象用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。这种制动器散热快，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，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，加速通风散热提高制动效率。
图2-1
2.2.3盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点：
(1) 一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小，
即效能较稳定；
(2) 浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常；
(3) 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；
(4) 较容易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。
(5) 对于钳盘式制动器而言，因为制动盘外露，还有散热良好的优点。
方案初步选取：基于以上比较盘式制动器的优势，以及微型客车对制动器安全性要求较高，其效能稳定性要好，所以不能选择效能稳定性较差的鼓式制动器，所以可以初步确定为盘式制动器
2.3 盘式制动器方案比较
2.3.1 固定钳式盘式制动器
固定钳式盘式制动器如下图所示，其制动钳体固定在转向节（或桥壳）上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装一个活塞。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少时，回位弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种结构形式又称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳式盘式制动器。固定钳式盘式制动器的制动钳刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件。但由于需采用两个油缸并分置制动盘的两侧，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通。这就使得制动器的径向和轴向尺寸都较大，因而在车轮中，特别是车轮轮距小的微型车的前轮中的布置比较困难；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。微型客车从结构和经济性上考虑都不适用固定钳式盘式制动器。近年来，由于汽车性能要求的提高，固定钳式固有的弱点使之不能完全适应这些要求，故不采纳固定钳式盘式制动器。
图2-2固定钳式盘式制动器
2.3.2 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，另一种的制动钳体可绕一支撑销摆动。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，而另一侧的制动总成则固定在钳体上。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的受力均等为止。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，可将制动器近一步移近轮毂，同一组制动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，减少了油液受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较小，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 ℃~50℃，汽化的可能性较小。相比于固定钳式浮动钳式可将油缸和活塞等精密件减去一半，造价大为降低。
图2-3 浮钳式制动器
2.3.3 全盘式制动器
全盘式制动器由固定摩擦圆盘和旋转圆盘组成。定圆盘通过导向平键或花键联接(见键联接、花键联接)于固定壳体内，而动圆盘用导向平键或花键装在制动轴上，并随轴一起旋转。当受到轴向力时,动、定圆盘相互压紧而制动。为增多盘数和在圆盘表面覆盖一层石棉等摩擦材料可增大制动力矩。其工作原理如摩擦离合器，故又称离合器式制动器。这种制动器结构紧凑，摩擦面积大，制动力矩大，但散热条件差，结构较为复杂，造价成本高，故不予以采用。
图2-4
综上所述：选择方案三浮动盘式制动器最为理想。滑动钳式制动器由于它结构简单、紧凑、质量小和耐高温，它既满足了制动安全实用性也具有较低的生产成本，得到了广泛的应用，所以我考虑选用滑动钳式盘式制动器做为微型客车的制动器。
第3章 制动器的设计计算
3.1 设计要求
采用盘式制动器。要求对制动力、制动力分配系数、制动器因数等进行计算。对制动器主要零件，如制动鼓、制动蹄、摩擦衬片（衬块）进行结构设计和设计计算。
3.2 整车参数
车型：微型客车
基本参数：
1）轴距：L=2350mm；
2）最高车速：Vmax=105 Km/h；
3）汽车空载质量：m’a =985Kg； 汽车满载总质量：ma =1620Kg；
4）空载时汽车的质心高度：h’g =800mm； 满载时汽车的质心高度为hg=930mm；
5）汽车空载时的轴荷分配：前轴60%，后轴40%；
汽车满载时的轴荷分配：前轴52%，后轴48%；
6）汽车空载时质心到前后轴的距离：L’1= L*0.40=2350*0.40=940mm；
L’2= L*0.60=2350*0.60=1410mm；
汽车满载时质心到前后轴的距离：L1=L*0.52=2350*0.52=1222mm；
L2=L*0.40=2350*0.48=1128mm；
7）车轮有效半径re
选用80系列轮胎，查阅GB/2978_1997， 155/80R13 新胎滚动半径为281mm, 得有效半径为Re=281mm。
3.3 受力分析
图3-1所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略了空气阻力、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。另外，在以下的分析中还忽略了制动时车轮边滚动边滑动的情况，并且附着系数为定值φ。
图3-1制动时的汽车受力图
根据图3-1给出的汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为
（3-1）
对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为
（3-2）
式中：Z1 ──汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；
Z2 ──汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；
L ──汽车轴距，N；
L1 ──汽车质心离前轴距离，mm；
L2 ──汽车质心离后轴距离，mm；
Hg ──汽车质心高度，mm；
G ──汽车所受重力，N；
──汽车制动减速度，m/s 。
令 =qg ,q 称为制动强度。
若在附着系数为φ的路面上制动，前、后均抱死，这时汽车总的地面制动力为 （3-3）
前、后车轮中的附着力为
（3-4）
根据文献[]前后车轮的附着力为
（3-5）
（3-6）
对于大多数两轴汽车，前、后制动器制动力的比值为一定值，并以前制动器制动力Ff1与汽车总的制动器制动力Ff之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数，用β表示，即
（3-7）
此时， ， （3-8）
（3-9）
（3-10）
式中：FB1，FB2 ──前、后车轮的地面制动力；
Ff1，Ff2 ──前、后车轮的制动器制动力；
Fφ1，Fφ2 ──前、后车轮的附着力；
β──制动力分配系数
由（3-1）、（3-2）、（3-5）～（3-7）式可得前后轴车轮的利用附着系数为
= （3-11）
= （3-12）
则前后轴的附着效率为
（3-13） （3-14）
式中： ， ──前、后车轮的利用附着系数； ， ──前后轴的附着效率。
以上式子表明：汽车在附着系数φ为任一确定值时，各轴车轮附着力即极限制动力并不是常数，而是制动强度q或FB的函数。当汽车制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即
1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；
2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；
3）前后轮同时抱死拖滑。
显然，最后一种情况的附着条件利用得最好。
因此我们不难求得在任何附着系数φ的路面上，前、后车轮附着力同时被充分利用的条件为
（3-15）
（3-16）
式中：Ff1，Ff2 ──前、后车轮的地面制动力；
由式（3-15）、（3-16）中消去φ得
（3-17）
将（3-17）绘制成以Ff1，Ff2为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，也称为I曲线，如图3-2所示。如果汽车前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2的规律分配，则可以保证汽车在任何一种路面上，也就是任一附着系数φ的路面上制动时，均可以使前、后车轮同时抱死。
图3-2 微型客车的I曲线
3.4 同步附着系数的确定及计算
（3-18）
上式在图3-2中是一条通过坐标原点且斜率为(1- )/ 的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数 = ,则称 线与I曲线交点处的附着系数 为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：
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 等于同步附着系数 的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同 值的路面上制动时，可能有以下情况：
(1)当 < ， 线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。
(2)当 > ， 线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。
(3)当 = ，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。
为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数 的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dt=qg= g，即q= ，q为制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q< ，这表明只有在 = 的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况可用附着系数利用率 (或附着力利用率)来表达， 可定义为：
式中 ——汽车总的地面制动力； G——汽车所受重力； q——制动强度。
当 = 时， q= ， =1,利用率最高。
如何选择同步附着系数 ，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下， 的数值就决定了前后制动力的分配比。
的选择与很多因数有关。首先，所选的 应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的 值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发， 值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶， 值宜取低些。此外， 的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之， 的选择是一个综合性的问题，上述各因数对 的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的 值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。
根据设计经验，空满载的同步附着系数 和 应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。
现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配曲线。
为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车在0.15≤q≤0.8，其他汽车在0.15≤q≤0.3的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.2≤ ≤0.8的范围内，必须满足q≥0.1+0.85( -0.2)。
综上所述，这款微型客车的同步附着系数 选取0.72。
表2.5 各种路面的附着系数
路面 峰值附着系数 滑动附着系数
沥青或混凝土（干） 0.8～0.9 0.75
沥青（湿） 0.5～0.7 0.45～0.6
混凝土（湿） 0.8 0.7
硕石 0.6 0.55
土路（干） 0.68 0.65
土路（湿） 0.55 0.4～0.5
雪（压紧） 0.2 0.15
冰 0.1 0.07
----注：（公式（3-1）～（3－17）参考文献[4]）
3.5 制动力、制动强度、附着系数利用率的计算
3.5.1满载时的情况
1） 汽车在理想路面上行驶
即当φ=φ0时，有：FB1=Fφ1，FB2=Fφ2，故
FB=Gφ=magφ=1500*9.8*0.72=10672 N
q=φ=0.72；ε =q/φ=1
FB1=Fφ1=G(L2+qhg)φ/L
Ff1=FB1
F′f1=FB1/2
T′f1=F′f1*re
以上式中（下同）
FB1、FB2──汽车前、后轴车轮的地面制动力；
FB──汽车总的地面制动力
Fφ1、Fφ2──前、后轴车轮附着力；
q──制动强度；
ε──附着系数利用率；
G──汽车所受重力；
g──重力加速度；
Ff1、Ff2──前、后轮制动器制动力（又称制动周缘力）
F′f1 ──单个前轮制动器制动力；
T′f1 ──单个前轮制动器制动力矩。
2）当汽车在较差路面行驶
即当φ〈φ0时，汽车可能得到的最大总制动力取决于前
刚刚首先抱死的条件，即FB1=Fφ1。若取φ=0.5，则制动力FB可以写为
（3-19）
制动强度q可以写为
（3-20）
附着系数利用率可以写为
（3-21）
可以算出前轮制动器的制动力FB1为
（3-22）
F′f1=Ff1/2
T′f1=F′f1*re
3） 当汽车在较好路面行驶
即当φ >φ0时，汽车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FB2=Fφ2。若取φ=0.9，则
制动力FB可以写为
（3-23）
制动强度q可以写为
（3-24）
附着系数利用率可以写为
可得后轮制动器的制动力FB2为
FB1=FB-FB2
F′f1=FB1/2
T′f1=F′f1*re
从以上的计算结果均通过Matlab编程运算得出，详见运算表格，从结果可知路面条件越好，车轮与路面间的附着系数越高，则前轮制动器所承受的制动力和制动力矩就越大。
3.5.2 空载的情况
1）当φ=φ0时，有：
FB1=Fφ1，FB2=Fφ2，故
FB=Gφ=magφ
q=φ=0.47；ε =q/φ=1
FB1=Fφ1=G(L2+qhg)φ/L
Ff1=FB1
F′f1=FB1/2
T′f1=F′f1*re
2）当φ〈φ0 时，汽车可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即FB1=Fφ1。若取φ0=0.3
则制动力FB可以写为
制动强度q可以写为
（3-25）
附着系数利用率可以写为
（3-26）
可以算出前轮制动器的制动力FB1为
F′f1=Ff1/2
T′f1=F′f1*re
3）当φ >φ0时，汽车可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚抱死的条件，即FB2=Fφ2。若取φ=0.6，则
制动力FB可以写为
制动强度q可以写为
（3-27）
附着系数利用率可以写为
可以算出前轮制动器的制动力FB2为
FB1=FB-FB2
F′f1=FB1/2
T′f1=F′f1*re
（公式（3－19）～（3－27）参考文献[4]）
3.6 制动器最大制动力矩的计算
最大制动力矩是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的发向力Z1、Z2成正比。
对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数φ0值的汽车，为了保证在φ >φ0的良好路面上能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为
（3-28）
（3-29）
对于常遇到的道路条件较好、车速较高因而选取了较大的同步附着系数φ0值的汽车，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。在φ〈φ0的良好路面上，相应的极限制动强度q〈φ，所以所需的后轴和前轴的最大制动力矩为
（3-30）
（3-31）
式中：φ──为该车所能遇到的最大的附着系数。
对于微型客车来说，它通常是在较好的路面上行驶，所以它适用第二种情况，这里可以取φ=0.9，
由此可知单个制动器所需要提供的制动力和制动力矩为：
F′f1=FB1/2=4371.9 N
T′f1=F′f1*re=1228.5 N•m
（公式（3－28）～（3－31）参考文献[4]）
3.7 主要零部件的结构设计
3.7.1制动盘
制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形和礼帽型两种，我所选用的是礼帽型，制动盘的工作表面要光滑平整。初步确定制动盘的结构参数如下：
图3-3 礼帽型制动盘
1）制动盘直径D
制动盘直径D希望尽量的大些，因为这样制动盘的有效半径将得以增大，这样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。但是，制动盘直径D又受到轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径D选择为轮辋直径的70%-79%，对于总质量大于2t的汽车应取上限。
作为一款微型客车，满载时的总质量有1620kg,我对该车前轮制动器制动盘的直径选择为轮辋直径的75%，给定的轮胎参数为：155R13，这就是说轮辋直径为330mm。那么:
制动盘直径 D=d×75%=330×75%=248mm
式中d──轮辋直径，d=13英寸=330mm
2）制动盘厚度h
制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为了使质量不至于太大，制动盘的厚度应取得适当小些，为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以做成实心的，为了通风散热，降低制动工作时的温升，又可以在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为10～20mm,具有通风孔道的制动盘两工作面之间的尺寸一般取20～30mm[3]。
作为一款经济型微型客车，如果制动盘铸出通风孔，会加大工作量，增加加工工序，成本也会随之增加。为了降低成本，所以我选用实心的制动盘，厚度为h=14mm，这种制动盘可以满足制动要求。
3.7.2制动块
制动块有背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。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。
图3-4 制动块
1）摩擦衬块内半径R1与外半径R2
一般摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不应偏大。因为，如果比值偏大，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，接触面积将减少，最终会导致制动力矩变化大。
经过计算参考，选择R1=72，R2=122。
2）摩擦衬块的工作面积A
单片衬块作用面积 A=（60/360）π（ ）=51cm 。
3）摩擦衬块的材料
选择摩擦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，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，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。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f=0.35～0.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.35可使计算结果接近实际。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[3]。
3.7.3制动钳
制动钳由球墨铸铁制造，铸成一个整体，其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可以检查或更换制动块。制动钳体要有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸，活塞用铸铝合金制成，表面还要进行镀铬处理。主要尺寸参照图纸。
图3-5 制动钳
盘式制动器制动钳的布置可以在车轴之前也可以在车轴之后，如果制动钳位于轴前可避免轮胎向钳内甩溅泥水污物；位于轴后则可减小制动时轮毂轴承径向合力，如图3-6所示。
图3-6制动钳的位置对轮毂轴承载荷的影响
（a）制动钳位于车轴前；（b）制动钳位于车轴后
1─车轮；2 ─制动盘；3 ─轮毂
Z ─路面法向反力；FB ─制动力；P ─FB与Z的合力及相应的支撑反力；
， ─制动称块对制动盘的摩擦反力及相应的支撑反力；Q─轮毂轴承的径向合力
3.7.4密封圈
盘式制动器是汽车液压制动系统的换代产品,橡胶矩形密封圈(简称矩形圈) 是其关键部件之一,其质量直接影响盘式制动器的密封性能及活塞回位的灵敏度和可靠性。现将矩形圈生产过程中出现的杂质、缺胶、磨削和切割质量差及色斑问题的产生原因及解决措施简介如下。
矩形圈采用先硫化成胶筒,再磨削、切割(带芯棒) 成矩形圈的方法生产,工艺流程为:胶料混炼→停放→返炼→挤出→硫化→套芯棒→磨削→切割→清洗→检验→入库。
其主要质量问题的产生原因及解决措施
1）杂质
主要原因: 原料含有杂质； 胶料混炼过程中混入杂质； 混炼胶停放、搬运过程中混入杂质； 挤出胶条停放、搬运过程中混入杂质； 模腔不干净。
解决措施: 各种小料过筛,母炼胶过滤； 胶料混炼前清洗炼胶机,保持混炼现场干净； 混炼胶自然冷却后,用干净塑料薄膜包装后,再搬运；返炼前清洗炼胶机,挤出胶条自然冷却后用塑料袋盛装；保持硫化现场干净保证胶条不落地,装模前清除模腔中的杂物。
2）缺胶
主要原因: 模具压注腔的注胶孔少、孔径小；挤出胶条停放时间过长,胶料流动性变差； 硫化压力不足或波动大。
解决措施: 适当增加模具压注腔的注胶孔并加大孔径； 挤出胶条的停放时间控制在4～32 h 范围内,并在硫化前预热(80 ℃×10 min) ；确保硫化压力达到工艺要求并保持其稳定。
3）磨削质量差
主要原因: 磨床顶针圆锥段端面及芯棒端面和轴向跳动度设置不当,导致磨削胶筒壁厚偏差及壁内、外表面平行度不符合要求；砂轮表面的砂粒粒径过大,导致胶筒磨削面出现周向沟槽；砂轮松动,导致胶筒磨削面凹凸不平； 磨削进刀量过大,导致胶筒壁厚不均匀。
解决措施: 磨削前,用千分表检查磨床顶针圆锥段端面及芯棒端面和轴向跳动度,确保各跳动度不大于0. 01 mm； 砂轮更换或调整后,应用金钢钻精磨砂轮表面,并先磨削邵尔A 型硬度为80～85 度的胶棒5～6 min； 确保砂轮稳固不松动； 第1 次进刀量为顺时针旋转刻度盘,当砂轮接触到胶筒时,手动旋转芯棒一周,胶筒被砂轮摩擦的一周都有擦痕的刻度盘刻度;第2 刀和倒数第2 刀间的每次进行刀量应不大于15个刻度(每个刻度0102 mm) ,每次磨削一个行程;最后一次进刀量应不大于5 个刻度,磨削两个行程。
4）切割质量差
主要原因: 切割高度设置不合理,导致矩形圈高度偏差较大； 刀片装卸频繁,刀柄的装刀夹头由于磨损而导致刀片松动,致使矩形圈端面出现波纹及端面内外棱角处出现锯齿口等现象；芯棒端面和轴向跳动度设置不当,导致胶筒切割断面与中心线不垂直； 刀片温度过高，由于刀片与胶筒切割面摩擦、挤压, 刀片温度较高,高温刀片切割胶筒时,焦烧的胶末被磨擦、挤压而粘附于断面上,致使矩形圈端面无光泽。
解决措施: 切割高度值设定在公差范围内； 用自制刀柄替代原来的刀柄。刀柄制作工艺为:先制作100 mm ×20 mm ×20 mm 的金属(钢) 长方体,然后在其一矩形面的长度方向左侧2 mm处开设24 mm ×0. 5 mm ×6 mm的槽,再在槽右侧面开一个直通到槽的丝孔,即制成刀柄。这种刀柄结构简单,刀片装卸方便、安装紧固,彻底解决了刀片松动问题； 切割前用千分表检查芯棒端面和轴向跳动度,保证各跳动度不大于0.03 mm； 设计一个输水装置,给刀片均匀滴水,以控制刀片温度。
5）色斑
主要原因:产品未洗涤干净。
解决措施:在洗衣机中,先用体积比1∶8 的洗涤剂/ 水混合液洗涤产品5 min ,再用清水清洗3次,每次清洗2 min ,然后自然晾干。
此次按照结构推算采用的密封圈如图3-7所示，通过分析矩形圈产生质量问题的原因并采取相应的解决措施。
3.8 制动器因数及制动距离的计算
3.8.1制动器因数的计算
制动器因数又称为制动器效能因数，它表示制动器的效能，用BF表示。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于比较不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可以定义为在制动盘的作用半径上所能产生的摩擦力与输入力之比，即
（3-32）
式中：R---制动盘的作用半径；
P---输入力，一般取加于两制动块的压紧力；
因为我对微型客车前轮制动器选用的是钳盘式制动器，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2fP，那么钳盘式制动器的制动器因数为
式中：f---盘与制动衬块间的摩擦系数。
利用经验设计方法，我们可以取f=0.35,那么，该车前轮制动器的制动因数为
3.8.2制动器距离的计算
制动距离是制动效能的一个重要指标，即
（3－33）
式中： ---制动初速度，在这里取 =80
则该车的制动距离为
=50.67m
（公式（3－32）、（3－33）参考文献[4]）
3.9 校核计算
3.9.1 摩擦衬块的磨损特性计算
（公式（3－34）～（3－44）参考文献[4]）
摩擦衬块的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
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过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬块的磨损愈严重。
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W／mm2。
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
（3-34）
（3-35）
（3-36）
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 km/h(27.78m/s)；质量3.5t以下的货车取 =80km/h(22.2m/s)；总质量3．5t以上的货车取 =65km／h(18m／s)；
j——制动减速度，m／s2，计算时取j=0．6g；
t——制动时间，s；
Al，A2——前、后制动器衬块的摩擦面积；
——制动力分配系数。
在紧急制动到 时，并可近似地认为 ，则有
（3－37）
（3－38）
鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W／mm2为宜，但当制动初速度 低于式下面所规定的 值时，则允许略大于1.8W／mm2。轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W／mm2。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。这个结果符合要求。
计算结果（见第十二节计算表格）在规定范围内，符合技术要求。
3.9.2 制动器的热容量和温升的核算
应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：
（3-39）
式中： ——各制动鼓(盘)的总质量；
——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳
体等)的总质量；
——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg•K)，对铝合金
c=880J／(kg•K)；
——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；
——制动鼓(盘)的温升(一次由 =30km／h到完全停车的强烈制动，
温升不应超过15℃)；
L1——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制
后制动器，即
（3-40）
（3-41）
式中： ——满载汽车总质量；
——汽车制动时的初速度，可取 ；
——汽车制动器制动力分配系数。
以 =30km/h（8.33m/s）， 取满载时的值 =0.73来计算， =15℃，则
=1620*8.33*8.33*0.73/2=41030
=2*3.14*7.8*{[（24.8/2）2-（13.6/2）2 ]*1.2+[（13.6/2）2-（12 /2）2 ]*（3.6+4）
+[（13.6/2）2-（6/2）]*0.6}
=11232g
（ ——铸铁、钢的密度，7.8g/mm）
式中D1 ——制动盘直径，取D1=244mm； D2——制动盘圆柱外径，取D2=136mm；
d2——制动盘圆柱外径，取d2=120mm； H1——制动盘厚度，取H2=12mm；
H2——制动盘制动毂厚度，取H2=6mm； O2——制动毂中心孔直径，取O2=60mm；
l2——制动盘制动毂厚度，取l2=36mm。
由 =11.232*482*15=81211J〉
可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。
3.9.3 盘式制动器制动力矩的校核
盘式制动器的计算用简图如图3-7所示，今假设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
（3-42）
式中 ——摩擦系数；
R——作用半径；
N——单侧制动块对制动盘的压力；
3-7盘式制动器的计算简图
对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径 或有效半径 已足够精确。
如图3-8所示，平均半径为 =97.0mm。
式中: ， ——扇形摩擦衬块的内半径和外半。
根据图3-4，在任一单元面积只RdR 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 ，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力
（3-43）
单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为
（ 3-44）
得有效半径为： 令 ，
则有： =99.45mm
因 ， ，故 。当 ， ， 。
但当m小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。
制动轮缸中的液压 ，在考虑制动力调节装置作用的情况下，其值一般为 =8～12Mpa，制动管路液压在制动时一般不超过10～12Mpa，对盘式制动器可再高些，因此这里取 =10Mpa来计算制动轮缸工作面积：
S=π /4=3.14*0.048*0.048/4=0.0018m2
式中d3为活塞的直径，取d3=48mm
单侧制动块对制动盘的压紧力：N= S=10000000*0.0018=18000 N
单个制动器制动力矩Tf =2fNRm=2*0.35*18000*0.097=1222.2
Tf >T′f1，符合制动力矩要求。
3.10 驻车制动计算
图3-10为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：
同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：
根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角 ， ，即由
求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为
（3-44）
汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为
（3-45）
一般对轻型货车要求不应小于25%，中型货车不小于20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右。
3.11 计算结果
满载 空载
同步附着系数
0.72
制动力分配系数β 0.7649 0.8451
附着系数不同情况时 =
<
>
=
<
>
地面制动力(N) 11431 10216 11776 6950.2 6289.1 7129.4
制动强度q 0.7200 0.6435 0.7418 0.7200 0.6515 0.7386
附着系数利用率
1 0.9604 0.9633 1 0.9724 0.9592
前轮地面制动力 (N)
8743.8 7814.4 9008.2 5873.6 5315.0 6025.1
后轮地面制动力 (N)
2686.9 2401.4 2768.2 1076.5 974.14 1104.3
前轴最大制动力矩 (N.m)
2431.3（ =0.77）
1693.1（ =0.77）
后轴最大制动力矩 (N.m)
777.9 （ =0.77）
310.3（ =0.77）
制动距离ST(m) 50.67
整个制动器因数BF 0.700
制动盘制动力矩 (N.m)
１２２８.７
前轮制动器的比能量耗散率e1 4.7740 2.9027
汽车上坡时停驻的极限上坡路倾角 (°)
27.6361 20.8824
汽车下坡时停驻的极限下坡路倾角 '(°)
16.2449 13.0238
总结
毕业设计是我走出校门前最后一份作业。经过两个多月的努力，今天终于把微型客车盘式制动器设计完成了，心情十分高兴。
回想这段经历我想几句古话最能表达我的心情了：
温故而知新。在过去的四年里，我完成了本专业的理论知识的学习和贮备，但是很多知识只是停留在表面的层次，涉及得不够深入，设计它需要用到整个专业知识体系，为了顺利的完成它，我整体回顾了一遍课本的重要知识，并且到图书馆查阅相关资料，对整个汽车理论体系形成了一个新的认识。感觉收获挺大的。
实践出真知。学以致用，这是大家所共同期望的。而实践是检验真理的唯一标准。本次设计也是一个理论联系实际的实践。设计就是要用来指导生产，并最终应用到实际的使用。我想每一个设计人都必须考虑的一个核心问题。要达到这个目的，要考虑和解决的问题是很多的，有生产工艺、实用性、安全性、经济性、环保性等多方面。而在解决这些问题的工程中，我的综合知识和整体规划协调能力也不知不觉得增强了。
众人拾柴火焰高。在设计中，总会出现一些问题，单凭一个人的努力是比较难决的，但通过与本组同学的探讨和合作，很多问题都能较快的解决了，设计的效率也提高了。
虚心请教。 学高为师，我们的指导老师在本专业上都具有较深的造诣，或许我们所遇到的问题，只要经他一点即通。遇到自己不懂的问题，尽快主动联系导师，这也使我的很多困惑在短时间内得到了解决。
总的来说，经过毕业前设计作业，我无论是专业理论知识（特别是制动器）、软件操作应用上，还是机械设计方面都取得长足的进步，同时它也锻炼了我全面的思考协调能力。我相信这也将为我今后的投身汽车设计奠定了坚实的基础。
致 谢
经过两个多月的努力，终于完成了毕业设计。在这两个多月里，我把自己四年来所学的知识以及这段时间来的收获系统的运用在毕业设计中，在规定的时间内完成了这次设计。设计的过程中遇到了许多问题，在广大老师和同学的大力支持和帮助下得以顺利完成，尤其是杨年炯老师的耐心教导，让我受益非浅，在此我对杨老师表示衷心的感谢。在与同学的共同探讨问题之中，我清楚的认识到了合作精神和团队精神的重要性，感受到了得到帮助的温暖和帮助别人的快乐。最后感谢汽车系全体老师，是你们的辛勤工作使我度过了人生最有意义的四年。
参考文献
[1]方泳龙.汽车制动器理论与设计.北京：国防工业出版社，2005年1月
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[3]齐志鹏.汽车制动系统的结构原理与检修.北京：人民邮电出版社，2002年6月
[4]刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社，2004年9月
[5]王亚晴，张代胜.汽车制动力分配比的优化设计与仿真计算[J]. 合肥工业大学机械与汽车学院，2004年第11期
[6]孟树兴.汽车轴间制动力分配优化设计与制动性能计算机仿真研究[D].合肥.合肥工业大学机械与汽车学院， 2003年
[7]王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004年8月
[8]余志生.汽车理论.北京：人民交通出版社，2000年10月
[9]龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社.
[10]刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社.
[11]赵程，杨建民.机械工程材料.北京：机械工程出版社，2003年1月
[12]王昆，何小柏.机械设计课程设计.高等教育出版社，1996年
[13]廖念钊.互换性与技术测量.北京：中国计量出版社，2000年1月
[14]何玉林.机械制图.重庆.重庆大学出版社，2000年8月
[15]龚沛曾，陆慰民，杨志强.Visual Basic 程序设计简明教程.北京：高等教育出版社，2003年3月
[16]《实用机械设计手册》编写组编.北京：国防工业出版社.
[17]陈家瑞.汽车构造.北京：人民交通出版社，2000年10月
[18] 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001年7月
附录A
程序一：微型客车的制动力分配曲线图
g=9.80; %重力加速度
hgk=0.80;% 空载质心高度
hg=0.93;%满载的质心高度
mk =985; % 空载质量
m=1620;%满载总质量
L=2.35;%轴距
L2k=1.222;%空载时质心到后轴的距离
L2m=0.94;%满载时质心到后轴的距离
fai0=0.72;%同步附着系数
beida=(fai0*hg+L2m)/L;%满载制动力分配系数
beidak=(fai0*hgk+L2k)/L;%空载制动力分配系数
Ff1=0:10:10000;
Ff2man=0.5*[m*g*sqrt(L2m*L2m+4*hg*L*Ff1/m/g)/hg-m*g*L2m/hg-2*Ff1];%
Ff2kong=0.5*[mk*g*sqrt(L2k*L2k+4*hgk*L*Ff1/mk/g)/hgk-mk*g*L2k/hgk-2*Ff1];
Ff2beida=(1-beida)/beida*Ff1;
plot(Ff1,Ff2beida,Ff1,Ff2man,Ff1,Ff2kong)
grid on
程序二：制动力、制动强度、附着系数利用率等的计算
g=9.8; %重力加速度
hgk=0.8;%质心高度(空载)
hgm=0.93;%满载的质心高度
mk =985; % 空载质量
m=1620;%满载总质量
Re=0.281;%滚动半径
L=2.35;%轴距
L1k=1.128;%空载时汽车质心离前轴距离
L2k=1.222%空载时汽车质心离后轴距离
L1m=1.410;%满载时汽车质心离前轴距离
L2m= 0.94;%满载时汽车质心离后轴距离
fai0=0.72;%同步附着系数
%计算满载时制动力分配系数，地面制动力，制动强度，附着系数利用率，前，后轴车轮的利用附着系数及前，后轴车轮的制动效率
beida=(fai0*hgm+L2m)/L%制动力分配系数
for fai=0.67:0.05:0.77%各种情况下的结果
if fai==fai0
FB=m*g*fai%地面制动力
q=fai%制动强度
esen=1%附着系数利用率
FB1=FB*beida%前轮制动器的地面制动力
FB2=FB*(1-beida)%后轮制动器的地面制动力
elseif fai<fai0
FB=m*g*fai*L2m/[L2m+(fai0-fai)*hgm]
q=L2m*fai/[L2m+(fai0-fai)*hgm]
esen=L2m/[L2m+(fai0-fai)*hgm]
FB1=FB*beida
FB2=FB*(1-beida)
fai1=beida*q*L/(L2m+q*hgm)%前轴车轮的利用附着系数
E1=L2m/(L*beida-fai1*hgm)%前轴车轮的制动效率
else
FB=m*g*fai*L1m/[L1m+(fai-fai0)*hgm]
q=L1m*fai/[L1m+(fai-fai0)*hgm]
esen=L1m/[L1m+(fai-fai0)*hgm]
FB1=FB*beida
FB2=FB*(1-beida)
Tf2max=m*g*(L1m-q*hgm)*fai*Re/L%后轮制动器的最大制动力矩
Tf1max=beida*Tf2max/(1-beida)%前轮制动器的最大制动力矩
fai2=(1-beida)*q*L/(L1m-q*hgm)%后轴车轮的利用附着系数
E2=L1m/[L*(1-beida)+fai2*hgm]%后轴车轮的制动效率
end
end
%计算空载时地面制动力，制动强度，附着系数利用率，前，后轴车轮的利用附着系数及前，后轴车轮的制动效率
beidak=(fai0*hgk+L2k)/L%空载制动力分配系数
for fai=0.67:0.05:0.77%各种情况下的结果
if fai==fai0
FBk=mk*g*fai%地面制动力
qk=fai%制动强度
esenk=1%附着系数利用率
FB1k=FBk*beidak%前轮制动器的地面制动力
FB2k=FBk*(1-beidak)%后轮制动器的地面制动力
elseif fai<fai0
FBk=mk*g*fai*L2k/[L2k+(fai0-fai)*hgk]
qk=L2k*fai/[L2k+(fai0-fai)*hgk]
esenk=L2k/[L2k+(fai0-fai)*hgk]
FB1k=FBk*beidak
FB2k=FBk*(1-beidak)
fai1k=beidak*qk*L/(L2k+qk*hgk)%前轴车轮的利用附着系数
E1k=L2k/(L*beidak-fai1k*hgk)%前轴车轮的制动效率
else
FBk=mk*g*fai*L1k/[L1k+(fai-fai0)*hgk]
qk=L1k*fai/[L1k+(fai-fai0)*hgk]
esenk=L1k/[L1k+(fai-fai0)*hgk]
FB1k=FBk*beidak
FB2k=FBk*(1-beidak)
Tf2maxk=mk*g*(L1k-qk*hgk)*fai*Re/L%后轮制动器的最大制动力矩
Tf1maxk=beidak*Tf2maxk/(1-beidak)%前轮制动器的最大制动力矩
fai2k=(1-beidak)*qk*L/(L1k-qk*hgk)%后轴车轮的利用附着系数
E2k=L1k/[L*(1-beidak)+fai2k*hgk]%后轴车轮的制动效率
end
end
程序三：盘式制动器制动力矩的校核
L1k=1.128;%空载时汽车质心离前轴距离
L1m=1.41;%满载时汽车质心离前轴距离
L2k=1.222;%空载时汽车质心离后轴距离
L2m=0.94;%满载时汽车质心离后轴距离
m=1620;%满载总质量
f=0.35;%计算制动器因数用的摩擦系数
Dr=0.33;%轮辋直径
D=0.248;%制动盘直径
h=0.014;%制动盘厚度`
R1=0.072 ;%摩擦衬块内半径
R2=0.122 ;%摩擦衬块外半径
A= 0.0051;%摩擦衬块工作面积
sita=30*pi/180 ;% 摩擦衬片的半包角
d3=0.048;%活塞直径
qq=10000000;%制动油缸中的液压
Rm=(R1+R2)/2;%平均半径
Ree=2*(R2^3-R1^3)/(R2^2-R1^2)/3;%有效半径
S=d3^2*pi/4%制动轮缸工作面积
N=qq*S%单侧制动块对制动盘的压紧力
Tf=2*f*N*Rm%单个制动力矩
程序四：摩擦衬块的磨损特性计算
mk =985; % 空载质量
g=9.8; %重力加速度
A= 0.0051;%摩擦衬块工作面积
m=1620;%满载总质量
L=2.35;%轴距
hg=0.93;%满载的质心高度
L2m=0.94;%满载时汽车质心离后轴距离
fai0=0.72;%同步附着系数
beida=(fai0*hg+L2m)/L;%满载制动力分配系数
v11=80;%计算制动距离时汽车制动初速度80
v1=27.78;%计算比能量耗散率时汽车制动初速度100
v2=0;%汽车制动终速度
t=(v1-v2)/(0.6*g);%制动时间
%计算减速度为0.6g的制动距离，比能量耗散率
ST=0.1*v11+v11^2/150 %制动距离
e1=0.5*m*v1^2*beida/(2*t*A)%比能量耗散率;（公式3-37）
%计算空载时减速度为0.6g比能量耗散率
e1k=0.5*mk*v1^2*beida/(2*t*A)%比能量耗散率
程序五：驻车制动计算
g=9.8; %重力加速度
hgk=0.8;%质心高度(空载)
hgm=0.93;%满载的质心高度
mk =985; % 空载质量
m=1620;%满载总质量
Re=0.281;%滚动半径
L=2.35;%轴距
L1k=1.128;%空载时汽车质心离前轴距离
L2k=1.222;%空载时汽车质心离后轴距离
L1m=1.410;%满载时汽车质心离前轴距离
L2m=0.94;%满载时汽车质心离后轴距离
fai0=0.72;%同步附着系数
%驻车制动计算
x=L-fai0*hgm;
arfa=atan(fai0*L1m/x)*180/pi%汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角
y=L+fai0*hgm;
arfa1m=atan(fai0*L1m/y)*180/pi%汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角
%空载时驻车制动计算
xk=L-fai0*hgk;
arfak=atan(fai0*L1k/xk)*180/pi%汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角
yk=L+fai0*hgk;
ara1k=atan(fai0*L1k/yk)*180/pi%汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角
程序六：制动器的热容量和温升的核算
m=1620;%满载总质量
cd=482;%铸铁比热容
va=8.33;%汽车制动时的初速度
beida=0.73;%满载时制动力分配系数
detaT=15;%制动温升
r=7.8;%铸铁、钢的密度
D1=24.8;%制动盘直径
D2=13.6;%制动圆柱外径
d2=12;%制动圆柱内径
H1=1.2;%制动盘厚度
H2=0.6;%制动盘制动毂厚度
O2=6.0;%制动毂中心孔直径
l2=3.6; %制动盘制动毂厚度
L1=m*va^2* beida/2%满载汽车制动时由动能转变的热能(前轴)
md=[ [(D1/2)^2-(D2/2)^2]*H1+[(D2/2)^2-(d2/2)^2]*(l2+4)+[(D2/2)^2-(O2/2)^2]*H2 ]*2*pi*r%各制动盘的总质量
mct=md*cd*detaT/1000
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